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

       Е – модуль упругости жидкости, Е = 1500 МПа;

      - мертвый  объем.  =1,1

          

     

     Вычислим угол упреждения  j₁

                   ,                     (2.3.7)

     где V - объём жидкости в цилиндре  в конце хода всасывания. V=12.5

                    
 

     2.4 Расчет сил действующих  в распределительном  узле 

     Срок  службы и герметичность аксиально-поршневой  гидромашины во многом зависит от сил, действующих в распределительном узле, ввиду чего правильное определение усилий, действующих на стыке между цилиндровым блоком и распределительным диском, а также гидростатическое уравновешивание этих сил, являются общей проблемой для всех типов этих машин.

     Расчет  сил действующих в распределительном  узле затруднен, поскольку цилиндровый  блок находится под сложным воздействием: 1) сил давления жидкости в цилиндрах и стыковом зазоре между поверхностями контакта блока и золотника; 2) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах; 3) боковые составляющие сил давления; 4) центробежные силы поршней; 5) сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью цилиндрового блока.

     Из  всех указанных основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и  в стыковом зазоре, по этому в первом приближении  учитывают только эти силы.

     Цилиндровый блок находится под действием: а) силы F_пр давления жидкости на донышки цилиндров; б) противодействующих им сил F_отж давления жидкости в рабочем окне и в стыковом зазоре. При этом должно быть обеспечено F_пр>F_отж. 

      ,                                 (2.4.1) 

     Где: n – минимальное число цилиндров, одновременно соединяющихся с полостью нагнетания, n=5;

     S_ц – Площадь сечения цилиндра, S_ц=314 мм²;

     S_окн – площадь распределительного окна золотника, S_окн=1020 мм²;

     S_конт – площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны рабочего окна, S_конт=1385 мм²;

     P_н – давление нагнетания;

     Р_ср – среднее давление в стыковом зазоре, Р_ср=0,5×Р_н=0,5×40=20 МПа. 

     

     

 

     

 

     Превышение  сжимающей силы над раскрывающей не должно вызывать излишних сил трения и износа сопряженных деталей.

     Оценку  распределителя по этому параметру  производят в практике по так называемому  коэффициенту поджима m, примем m=15%. 

      ,                                         (2.4.2)

     

     Дополнительное  прижатие обеспечим пружиной.

     

     

       2.5 Расчет вала насоса 

     Предварительно  диаметр вала будем считать из расчета на чистое кручение:

                                      (2.5.1)     

     где

     М – момент на валу насоса. Определяется по формуле: 

      ,                                              (2.5.2) 

     

 Н×м, 

      допускаемые напряжения при изгибе. Определяется приближенно по формуле: 

      ,                                                 (2.5.3) 

       где

     σ_Т – предел прочности. Для стали 40Х σ_Т=800 МПа,

     K_T – коэффициент прочности, ориентировочно примем 3.

     Тогда: 

     

МПа 

     

мм 

     2.6 Подбор подшипников  

     Так как в зоне нагнетания может находится  одновременно 6 поршней, следовательно силы F_A и F_N следует также увеличить в 6 раз. 

     

 Н, 

     

 Н, 

     Определим реакции в опорах подшипников:

       

Рисунок 2.6.1 – Силы нагружения 

     

 Н, 

     

 Н, 

     

 Н, 

     Для первой опоры выбираю роликовый  радиальный подшипник 42313. Для второй роликовый конический 7613А.

     При подборе подшипников по динамической грузоподъемности учитывается нагрузка и число ее циклов. Для роликовых подшипников справедливы равенства: 

_{,                                          (2.6.1)} 

     Где L_h – расчетное число часов;

            n – частота оборотов мин^-1

      ,                                            (2.6.2) 

     где L_na – число циклов, млн. оборотов;

     с- динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

     Р – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

     Эквивалентную радиальную нагрузку для роликовых  подшипников определяем по формуле: 

      ,                                  (2.6.3) 

        K_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, K_б=1 ;

     К_Т – температурный коэффициент, при t<105°С К_Т=1;

            V=1 – коэффициент вращение кольца;

          X; Y- коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие ради     альной и осевой нагрузок. Х=0.4, Y=0,72.

     

Н, 

     

млн. оборотов. 

     

 ч. 

     2.7 Выбор зазоров  

     Масла обладают хорошей смазывающей способностью в гидродинамических условиях при обеспечении достаточно больших зазоров между трущимися парами  более 0,5 мкм. При повышении нагрузок и уменьшении зазоров наступает переход к граничному трению, характеризующемуся соприкосновению граничных пленок, которые предотвращают контакт чистых металлов и их схватывание.

     При уменьшении зазора между блоком цилиндров  и поршнем, это приведет к увеличению утечек, то есть к уменьшению объемного КПД.

     При повышении точности обработки цилиндра позволяет повысить КПД  и обеспечить взаимозаменяемость при сборке поршневой  группы.

     Технологический диаметр поршня назначают так, чтобы  между поршнем и цилиндром обеспечивался гарантированный зазор:

     

.

     Оптимальным считаю зазор  так как в данном сопряжении (плунжер-блок) температурное расширение не оказывает влияние на изменение зазоров.

     В сопряжении блок-диск принимаю . 

     2.8 Расчет объемных потерь 

     Утечки  масла в аксиально-поршневых гидромашинах  происходят по зазорам между цилиндрами и поршнями и между блоком цилиндров и сферическим распределителем. Эти утечки в зазорах определяются по формуле: 

                                              ,                                          (2.8.1)  

                                              

     где                

     D– высота щели;

     m - динамическая вязкость; определяется по формуле: 

     m = ,                                              (2.8.2) 

     где 

     r - плотность жидкости, r =850 кг/м³; 

      кинематическая вязкость , = 16 сСт;  

           (2.8.3) 

      = p d – периметр щели;

     l – средняя длина поршня, находящаяся в цилиндре, l=70 мм .

     Определю  утечки по зазорам между цилиндрами и поршнями: 

                                                               (2.8.4)   

          

     

 

     Определю  утечки по зазорам в распределительном  узле: 

                                             (2.8.5)                         

     где                 

      – периметр щели на распределителе, найдем по формуле:                                

      

                           (2.8.6)

     где    

       – угол полукольцевого  окна входа на распределителе, примем равным   

     

 

      – длина щели, примем равной величине уплотняющего пояска, l₂=4.5 мм; 

     

. 

     Определю  суммарные утечки  

                     (2.8.7) 

     

 
 

     2.9 Расчет механических и гидравлических потерь 

     Преобразование  энергии – гидравлической в механическую в гидронасосах обеспечивается за счет движения рабочих элементов, которое сопровождается потерями энергии на трение механических частей.

     Определим момент трения, развиваемый при движение поршней в цилиндрах блока.     

                                                     (2.9.1)