Электроприводной химический трехплунжерный регулируемый насос ХТР 4/100, страница 11

Эквивалентное напряжение на внутренней поверхности                      

 Па                                                         (6.12) 

Коэффициент запаса статической прочности                                          

  .                                                                             (6.13) 

Условие выполняется.                                             

Цилиндровая втулка изготовлена из БрАЖМц 10-3-1,5, для которой =200 МПа.

Цилиндровые втулки не рассчитываются на выносливость, т.к. втулка изнашивается по внутреннему диаметру быстрее, чем может наступить ее усталостное разрушение.

Наружный диаметр втулок

,                                                                                          (6.14)

где           s – предел выносливости материала втулки, МПа, для      БрАЖМц10-3-1,

                 он составляет  600 Мпа;

       P – рабочее давление насоса, кгс/см².

.

Проверка на прочность цилиндровой втулки

,                                                                                 (6.15)

 где     – допустимое напряжение растяжения материала втулок.

.

6.4 Расчет клапана насоса

,                                                                                             (6.16)

где           D_к и D₀ – диаметры клапана и отверстия седла, м;

       g - угол наклона образующей конической посадочной поверхности

            клапана, принятый равным 30⁰.

 

Площадь проходного сечения клапана

 ,                                                                                 (6.17)

где  D_p – расчетный диаметр плунжера насоса, м, D_p=0,7D=0,039м;

        w – угловая скорость коренного вала насоса, с^-1,

,                                                                     (6.18)

где    R – радиус кривошипа коренного вала, м,

;

u_0max – наибольшая скорость потока в отверстии седла, м/с;

υ0max=PH ^0.12 ∙ω^-0.3    ;                                                                                 (6.19)

υ0max=10000000^0.12∙0.35^-0.3=9.47 м/с.
          

Диаметр отверстия седла клапана

 .                                                             (6.20)

Высота подъема всасывающего клапана

                                                       (6.21)

Диаметр тарели клапана

                                                                                   (6.22)

где   R – радиус кривошипа коренного вала, равный 0,063м;

         m – коэффициент расхода, равный 0,5;

         p_к – избыточное давление жидкости под открытым всасывающим

         клапаном, Па, принимается равным 0,05 МПа.

,

Нагрузка на пружину при открытом клапане

,                                                                                       (6.23)

где           G_к – вес клапана, Н.

.

Диаметр проволоки пружины

,                                                                                          (6.24)

где  D_пр – средний диаметр витка пружины, равный 0,005м;

        i – число рабочих витков пружины, равное 2,5;

        G – модуль упругости при сдвиге, равный 8´10⁴ МПа.

.

Гидродинамическая сила клапана

,                                                                             (6.25)

где   u_с – скорость закрывания клапана, м/с,

,                                                                                              (6.26)

где   F_кл – площадь тарели клапана,

,             (6.27)

F_с – площадь седла клапана,

,                                                              

,

.

6.5 Расчет штока насоса

Наибольшее напряжение растяжения или сжатия в минимальном поперечном сечении штока

,                                                                                                    (6.28)

где    P_max – максимальная нагрузка на шток, МH;

          f – наименьшая площадь сечения штока, м².

.

Сила, сжимающая шток, без учета сил инерции

 ,                                                               (6.29)

где  d, D – диаметры штока и поршня, м;