Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использования в гидроприводе экскаватора ЕТ-25.

     

,

     

,

     

МПа,

       для бронзы 60 МПа, а для  стали 150 МПа. Принимаю в качестве материала сталь 20Х.

     Проверка  блока цилиндров на жесткость  проводится по формуле:

      ,                                 (2.1.8) 

     где

     µ - коэффициент Пуассона, для стали  µ=0,28,

     Е – модуль упругости, Е=2×10⁵ МПа. 

     

 мкм

     Дно цилиндра принимается не менее 2×b, то есть не менее 13.6 мм.

     Радиус  сферы под распределительный диск примем ориентировочно равным:

     

,

     

мм. 

     Во  всех случаях уточнения размеров при конструировании необходимо следить, чтобы толщина материала на всех участках, разделяющих внутреннюю полость цилиндров и внешние поверхности блока, включая проточки, фаски и т.п., была не меньше, чем   , во избежание нарушения прочности блока. 

       2.1.4. Определим  максимальный  ход поршней и  длину шатуна 

       Определю  максимальный ход поршня  h_мах

                                                                         

                                                                                 (2.1.9)

                                         = 40 мм. 

     2.2 Расчет и конструирование  поршневых групп

     2.2.1 Расчет сил действующих на поршень 

     Основными силами, действующими в насосах с  наклонным блоком являются, как и во всех других случаях, силы давления жидкости. Они приложены к поршням и через шатуны предаются на упорный диск, вызывая напряжения сжатия в материалах шаровых шарниров.

     Сила  F_n действующая на поршень раскладывается на две составляющие: F_N и F_A, и находится с ними в следующих зависимостях:

      ,                                            (2.2.1)                                                

     где

     S_п – площадь поршня. 

     

Н, 

      ,                                         (2.2.2) 

     

Н,

      ,                                           (2.2.3) 

     

Н. 

     2.2.2 Определение основных  размеров поршня 

     Поршневая группа является ответственным узлом  гидромашины, так как от ее исполнения во многом зависят объемный и механический КПД и общий ресурс. 

     

     Рисунок 2.2.1 – Конструкция поршневой группы. 

     Определим диаметр головки шатуна со стороны  упорного диска. 

      ,                                    (2.2.4) 

     примем  мм.

     Определим диаметр головки шатуна со стороны  поршня. 

      ,                                     (2.2.5) 

     

мм. 

     Длину поршня принимаю =100мм.

              Длину шатуна выбираем исходя из условия, что: 

      ,                                         (2.2.6)

     где

      диаметр делительной окружности блока цилиндров 

     

 мм.

     Диаметр шатуна определяем конструктивно:

 

     

мм. 

     Диаметр отверстия для подвода смазки в шатуне конструктивно принимаем 

мм.

     Определю  угол наклона шатуна к оси поршня

 

                                          ,                               (2.2.7)  

     где

      - длина шатуна;

      дезаксиал;

       диаметр окружности заделки  шатунов в диске. 

     

. 
 

     2.2.3 Проверка на прочность   

     Проверка  прочности по опорным поверхностям сферических шарниров. 

        ,                            (2.2.8) 

     где           

        площадь поршня;

     К_с – коэффициент использования площади опорной поверхности; принимаю К_с = 1. 

     

 МПа, 

     Определим  момент трения в шарнирах, возникающий  при вращении блока цилиндров: 

                                              ,                                    (2.2.9) 

     где

     f_тр = 0,13 – коэффициент трения(сталь по стали);

      сила продольного сжатия;

       диаметр головки шатуна  со стороны упорного диска. 

     

. 

     Напряжение  сжатия определим по формуле: 

      ,                                  (2.2.10) 

     где

      сила продольного сжатия;

      диаметр шатуна;

      диаметр отверстия для подводки смазки в шатуне. 

     

, 

     Напряжение  изгиба. 

       ,                                     (2.2.11)   

     где

     W_мин – момент сопротивления наиболее ослабленного сечения при изгибе;

                      

     W_мин = ,                                     (2.2.12) 

     

 м³. 

     

 

     Суммарные напряжения:  

                                     ,                              (2.2.13)

     где        

     y_б – коэффициент снижения допускаемого напряжения, зависит от гибкости l и определяется (приближенно) по таблице. 

      ,                                          (2.2.14) 

     

 

     К_Ш - запас прочности, приму К_Ш = 1,8;

       предел усталостной прочности  при продольном сжатии и пульсирующем характере нагружения, s_-1 = 700 МПа. 

     

МПа. 

     

                          

     Условие прочности выполняется.

     Принимаем материал шатунов – сталь марки 12 ХН3А ГОСТ 4543-61. 

     2.3 Расчет геометрии  торцевого распределителя 

     Определю  диаметр окружности, на котором размещается ось окон всасывания и нагнетания. Так как прочностные показатели блока цилиндров не позволяют уменьшить средний диаметр окон нагнетания, то принимаю D₀=95 мм. 

     

     Рисунок 2.3.1 – Торец цилиндрического блока и его геометрия. 

     Углы j₁ и d₁ показывают, насколько момент перекрытия окон цилиндра опережает момент прихода его оси в нейтральное положение, а углы j₂ и d₂ - углы запаздывания показывают, насколько момент открытия окон отстает от момента прохода цилиндром нейтрального положения. При увеличении углов j₂ и d₁ повышается компрессия жидкости в цилиндрах перемещающимися поршнями, а при увеличении углов j₁ и d₂ повышается разряжение в цилиндре.

     Для предотвращения повышения давления выше давления нагнетания принимаю d₂ = 1, а также для избежания возможности недозаполнения цилиндров и следовательно снижения объемного КПД принимаю j₁ = 1.

     Рассчитаю радиус закругления окна r по формуле: 

      ,                             (2.3.1) 

     где

      отношение площади окна и площади  цилиндра, принимаю равным 0,5. 

     r

мм. 

     Вычислим  углы , и . принимаю равным 85мм для снижения окружных скоростей. 

       = arcsin = arcsin 12,25°;                            (2.3.2) 

            = arcsin = arcsin = 6,1°;                          (2.3.3)  

             = = 12,25-6,1 = 6,15°.                           (2.3.4)      

     Скорость  жидкости в окне цилиндра не должна превышать 7,5 м/с. 

      ,                                            (2.3.5) 

     где

     V₀ – Скорость жидкости в окне цилиндра;

     F₀ – площадь окна цилиндра, мм² . 

     

 м/с, 

     т.е. предельная скорость не превышена.

     Толщина окна цилиндра: 

     

см.

       Рассчитаю угол запаздывания j₂

                

                        (2.3.6)

     где          

       номинальное давление насоса в полости нагнетания, МПа;

       давление в полости всасывания, пренебрегу им;