Розрахунок насоса. Розрахунок цапфеного вузла розподілу рідини, страница 2

Епюри моменту Мкр моментів крутящих і згинаючих Мзг, показані

на малюнку 4.

Моменти в небезпечному переризі (М_зг)_мах  =р₂ (1₁ + 1₃ )+ Ra1₁= =2351 х(0,05+0,07)+ 2667x0,05= 415,5 Н*м.

Діаметр валу, в небезпечному переризі виходячи з теорії міцності найбільших дотичних напруг і приймаючи допустиму напругу на вигин [σ]₁₁₁ =100Мпа. Для легованої сталі dв= _. =

=  = 0,0446 м.

Приймаємо діаметр валу на виході d_в = 45 мм

Приймаємо підшипники для опори А   №208 ГОСТ 8338-75, для опори В   №121 ГОСТ 8338-75.

6. Наближений розрахунок приводного валу на жорсткість.

Приймаємо, що приводний вал є суцільно рівним валом діаметром 40 мм, встановлений на ножних опорах.

Момент інерції I _х = 0,05dв⁴ = 0,05×4⁴ =12,8 см⁴ .

Найбільше прогинання між опорами А і В

f₁= Р₁ 1₂ /48EI_x (3L² -4l₂²) + 0,0642 *P₂1₃L/EI_x =

=[7614х0,16/48х2,2х10⁵ х12,8х10^-8 ](3х0,21² -4хО,16² )+0,0642 [2351х0,07х0,21] /10⁶ х2,2х10⁵ х12,8 х10^-8 =0,18 мм

Кути Θ_A та Θ_B повороту в опорах А і В

Θ_А = Р₁ L ² / 6EI х (1₂ / L - 1₂³  / L³) + 1/6* Р₂ 1₃L/ Е I _х =[7614х0,21²/ 6х2,2х10⁵ х10⁶ х12,8х10^-8 ](0,16/0,21-0,16³/0,21³)+ [2351хО,07хО,21/ 6х2,2х10⁵ х10⁶ х12,8 х10^-8 ]=0,15°;

Θ_В = Р₁ L ² / 6Е1_х (1₁ / L – I₁³ / L³ ) + 1/6* Р ₂ 1₃ L/ Е I _х ==[7614x0,21²/ 6х2,2х10⁵ х10⁶ х12,8х10^-8 ](0,05/0,21-0,05³ /0,21³ )+[2351х0,07х0,21^/ 6х2,2х10⁵ х10⁶ х12,8 х10^-8 ]=0,12°

Прогинання під шестернею

f _R = 1₃ tgΘ_А + Р₂ Е I x * ( L +1₃ )1₃²/3 =0,07xtg 0,15° +2351/12,8×10^-8×2,2×10⁵×10⁶(0,21+0,07)×0,21²/3=1,66×10^-4м = 0,166мм.

7. Визначення нерівномірності подачі насоса.

Для випадку непарного z коефіцієнт нерівномірності подачі визначається по формулі. σ= 1,25/z² =1,25/9²=0,0115.

8.Визначення об'ємного, механічного і повного КПД.

8.1 .Визначення об'ємного КПД.

Витоки Q_γ через щілину між поршнями і циліндрами. Приймаємо довжину 1 контакту поршня з циліндром 1= 2,6 см, діаметральний розмір щілини δ = 0,002 см. Тоді витоки через щілину

Q_γ1 = πdδ₁ /12μ1₁³ (p_н +l/2+p_сл *z-l/2)= 3,14x0,02x0,002³/ 12x2,65x10^-2 х2,6х10^-2(10*9+1/2+0,5*9-1/2)х60х1000=0,243 л/мін.

Витоки з розподільника в корпус.

Для     нормальної     роботи     розподільника     необхідно,     щоб дотримувалася наступна умова:

L_е =[2π/2Х]R_ц = (α₁+ α₂+2∆) R_ц >l₂+l₁ >(α₁+ α₂) R_ц.

Тут L- еквівалентна довжина канавки розподільника;

1₁- діаметр напірного вікна; 1₂- діаметр зливного вікна;   R_ц - радіус цапфи.

Вираз для визначення витоків в дренажі:

∆Q_др =[3,5ХS³ 1_ср /12μ1_з](р_н -Р_сл)=

[3,5(0,00003)³х5х15x10^-3 /12x0,0178х0,065]х9,5х10⁶=1,1 4 л/хв.

Теоретична подача

Q_T=qn=l 12x960=107520 см³/хв=107,52 л/хв.

Об'ємний КПД    η₀ =Qt/Qt + ΣQ_γi= 107,52/(107,52+0,243+1,14)=0,987.

8.2.Визначення механічного КПД.

Втрати в підшипниках. Приймаємо КПД радіального шарикопідшипника   η₂=0,995 . Тоді загальний КПД η=η₂³= =0,995³ =0,985.

Втрати на тертя поршнів об стінки циліндрів. Максимальна швидкість поршня:

V_max =πη_max/30*D₂/2tgγ=3,14x960/30*8,2/2 xtg25°= 192 см/с.

Момент сил рідинного тертя

M_T1=μVmax/δ₁πd1₁ D6/2tgy*l/2sinφ/4=