Проведемо перевірочний розрахунок вузла торцевого розподілу. Представимо сили, які діють на торець розподільника, як рівнодіючі рівномірно розподіленого навантаження, що діє на півкільця середніх радіусів
Х 1, Х 2, Х 3, і D o/2. Тоді сили
P 1=π p н/16(D 22- D 12)=3,14х6,3х106/16х(4,62-32)х10-4=2765 Н;
P 2= πp н /8 (D 32-D 22) =3,14х6,3х106/8х(6,62-4,62) х10-4=14074 Н;
P 3= πp н /16 (D 42-D 32) =3,14х6,3х106/16х(82-6,62) х10-4=5419 Н;
Pн=F p н z/2=3,14х10-4х9/2х6,3х106=14140 Н.
Середні радіуси півкілець
Х 1'=D 1/2+D 2-D 1/3=3/2+(4,6-3)/3=2,27см;
Х 2'=D 2/2+D 3-D 2/4=4,6/2+(6,6-4,6)/4=2,8 см;
Х 3'=D 3/2+D 4-D 3/6=6,6/2+(8-6,6)/6=3,17 см.
Крапки додатка цих сил визначаємо як центри мас півкілець
Х 1=2/π х 1'=2/3,14х2,27=1,45 см;
Х 2=2/π х 2'=2/3,14х2,8 =1,78 см;
Х 3=2/π х 3'=2/3,14х3,17 =2,02 см;
Х н=Dо/π=5,6/3,14=1,8 см.
Приймаємо силу пружини, що здійснює попереднє підтиск
P п =0,04р н=0,04х14140=565,6
Н.
Малюнок 3. Розрахункова схема торцевого розподільника.
ΔР= Рн + Рп – Р 1 – Р 2 – Р 3 =
14140+565,6 -2765-14074-5419=1120 Н.
Різниця перекидаючого моменту ΔМ = рн хн -р1х 1- р 2х 2 - р 3х3 =(14140х1,8-2765х1,45-14074х1,78-5419х2,02) х10-2=15,6 Н*м.
Умови будуть дотримані
ΔР/Рн=1120/14140=0,079<0,14;
ΔМ/РнХн=15,6/14140х1,8х10-2=0,061<0,14.
Площа серповидного вікна розподільника
F=π/180(2arc sin4r/D 3 + D 2) D3+ D2/4*2r+πr2=
3,14/180(2arc sin4х0,5/6,6+4,6) +4,6/4х2х0,5+3,14х0,52=4,53 см2.
3.2.5. Наближений розрахунок валу і його опор на міцність
Для розрахунку приймаємо схему навантаженя на малюнку 4.
Припускаємо, що на кінець вихідного валу встановлена шестірня, що створює на валу реактивну сил Р. 2 . Сила Р. 1 обумовлена радіальними складовими, які діють із боку нагнітання й зливу.
Малюнок 4. Схема навантаження валу.
Приймаючи діаметр початкової окружності шестірні
d про =60 мм, а кут α=20о , визначаємо сили
Р 2=2М/d*tgα=2х130/0,06х tg20о=1577 Н;
Р 1=(р н(z+1/2)+рс(z-1/2) Ftgγ=(6,3х106(7+1/2)+0,5х106
(7-1/2) х3,14х10-4хtg28о=4720,7 Н.
З конструктивних міркувань вибираємо:
L= 208 мм, l 2=128 мм, l 1=80 мм, l 3=60 мм.
RА=Р1(l 2/L)-Р2(L+l3/L)= 4720,7(128/208) - 1577(208+60/208)=1156 Н;
RВ= Р1(l 1/L)+Р2(l3/L)= 4720,7(80/208)+ 1577(60/208)=2207 Н;
У випадку протилежно спрямованої сили Р2 реакції
RА=Р1(l 2/L)+Р2(L+l3/L)= 4720,7(128/208)+ 1577(208+60/208)=4654 Н;
RВ= Р1(l 1/L)-Р2(l3/L)= 4720,7(80/208) - 1577(60/208)=1424Н.
Епюри моменту Мкр крутних і згинальних моментів Миз показані на малюнку 4.
Моменти в небезпечному перерізі
(Миз)max=Р 2(l1 + l3) + Ra l1=1577х(0,08+0,06) +1156х0,08=282,5 Н*м.
Діаметр валу, у небезпечному перерізі виходячи з теорії міцності найбільших дотичних напружень і приймаючи допустиме напруження на вигин [σ]|||=100Мпа. Для легованої сталі
dв=3√ (√Ми2+Мк2)/0,1[σ]ІІІ=3√ (√282,5 2+1302)/0,1х100х106=0,045м.
Приймаємо діаметр валу на виході dв=48 мм.
Приймаємо підшипники для опори А № 108 ДЕРЖСТАНДАРТ 8338-75, опора В №202 ДЕРЖСТАНДАРТ 8338-75.
3.2.6. Наближений розрахунок приводного валу на твердість
Приймаємо, що приводний вал являє собою суцільний рівний вал діаметром 45 мм, встановлений на ножових опорах.
Момент інерції I х=0,05dв4=0,05х34=4,05 см4.
Найбільший прогин між опорами А и В
f1= P 1 l 2/48 E I Х ( 3L2-4l22 ) + 0/0642 *P 2 l 3 L /E I Х=
[4720,7х0,128/48х2,2х105х4,05х10-8](3х2082-4х0,1282)+0,0642[1577х0,06х0,2082]/106х2,2х105
х4,05х10-8=0,18 мм.
Кути Θ A й Θ B повороту в опорах А и В
ΘA=P1L2/6EIХ(l2/L-l23/L3)+1/6*P2l3L/EIХ=[4720,7 х0,2082/6х2,2х105х106х4,05х10-8](0,128/0,208-0,1283/0,2083)+[1577 х0,06х0,208/6х2,2х105х106х4,05х10-8]=0,14про;
ΘB=P1L2/6EIХ(l1/L-l13/L3)+1/6*P2l3L/EIХ=
[4720,7 х0,2082/6х2,2х105х106х4,05х10-8](0,08/0,208-0,083/0,2083)
+[1577х0,06х0,208/6х2,2х105х106х4,05х10-8]=0,11о.
Прогин під шестірнею
f R= l3tgΘA + P 2/EIХ *(L + l3)l32 =0,06хtg0,14про+1577/
4,05х10-8х(0,208+0,06) х0,062=1,6х10-4м=0,16мм.
3.2.7.Визначення нерівномірності подачі насоса
Для випадку непарного z коефіцієнт нерівномірності подачі визначається по формулі. σ= 1,25/z2 =1,25/49=0,0255.
Мmin=F(рн-рсл)D/2tgγ½ctgφ/4ηД= 3,14х10-4(6,3-0,5) 106х0,056/2tg280½ctg51012'/4х0,9=88,3 Н*м.
3.2.8.Визначення об'ємного, механічного й повного ККД
3.2.8.1.Визначення об'ємного ККД.
Витоку Q в1 через щілину між поршнями й циліндрами. Приймаємо довжину l контакту поршня із циліндром l= 3.5 см, діаметральний розмір щілини δ1 = 0,002 см. Тоді витоку через щілину
Qу1=πdδ1/12μl13(pн*z+1/2+pсл*z-1/2) = 3,14х0,02х0,0023/12х2,65х10-2 (6,3*9+1/2+0,5*9-1/2) х60х1000=0,155 л/хв.
Витоку Q в2 у вузлі торцевого розподільника рідини, приймаючи зазор δ 2 між блоком циліндрів і розподільним диском δ 2= 0,0025 мм і припускаючи, що між серповидними вікнами розподільника увесь час перебувають серповидні вікна блоку циліндрів, знайдемо
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.