Аксиально-поршневой насос с наклонным диском

= 0.241  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.603  > e = 0.35  Þ X₁ = 0.4 ; Y₁ = 1.7 ;

 

P_A1 = 13590 H.    P_A2 = 6795 H.     P_A3 = 3872 H.

 

Соответственно   Р_ЕА = 9640 Н.

 

C_rA = 101000 H;  e = 0.35;    a₁ = 0.21;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 1908 часов > 1000 часов.

Подшипник подходит.

 

 

   6.2  Подбор подшипника В.

 

При циклическом изменении нагрузки необходимо определить эквивалентную  динамическую нагрузку:

 

, где:

 

P_Вi = F_rВi ×K_б × К_Т ;

 

K_б = 1.2  ; К_Т = 1 ( t <100 °C).

 

P_В1 = 6253 Н;                 P_В2 = 3127 Н;                 P_В3 = 1251 Н;

 

Соответственно   Р_ЕВ = 4417 Н.

 

Назначаем предварительно подшипник роликовый  радиально упорный 7305А.

C_rВ = 41800 H;   a₁ = 0.21;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 1360 часов > 1000 часов.

Подшипник подходит.

 

   6.3  Уточнение точек приложения нагрузок.

 

При использовании роликовых радиально  упорных подшипников в силу конструктивных особенностей и сх -емы установки  точки приложения смещаются относительно ранее принятых. Поэтому требуется провести уточняющий расчёт.

Схема установки подшипников вала – «враспор».

 

l¢_oa  = l_oa + DА ;                                l¢_oв  = l_oв + DВ ;

 

DА – смещение точки приложения нагрузки F_rA.

DB – смещение точки приложения нагрузки F_rB.

 

DА = Т_аА - ;

DB = Т_аВ - ;

Из справочных таблиц:

 

Т_аА = 27.5 мм; d_A = 45 мм;  D_A = 100 мм; e_A = 0.35 .

Т_аB = 18.5 мм; d_B = 25 мм;  D_B =   62 мм; e_B = 0.3  .

 

 

DА = 5.2 » 5 мм;   l¢_oa  =   80 мм.

DB = 4.9 » 5 мм;   l¢_oв  = 168 мм.

 

 

Уточнение реакций в опорах.

 

F¢_ra = ;

F¢_rb = ;

 

F¢_rA1 = 11190 Н;      F¢_rA2 = 5593 Н;      F¢_rA3 = 2237 Н.

F¢_rВ1 =   5350 Н;      F¢_rВ2 = 2675 Н;     F¢_rВ3 = 1070 Н.

 

Реакции в опоре А  меньше полученных предварительно, а реакции в опоре  В возросли незначительно ( » 2.6 %). С учётом ранее полученных ресурсов подшипников производить уточняющий расчёт не нужно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Проверка подшипников вала на ресурс 3000 часов при  96 % безотказности.

 

   7.1  Проверка подшипника А.

 

L_i =

;

L_h1 = 900 часов;      L_h2 = 1200 часов;      L_h3 = 900 часов;

L₁ =  162          ;       L₂  =  216           ;       L₃ = 162          ;

 

= 0.122  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.244  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.610  > e = 0.35  Þ X₁ = 0.4 ; Y₁ = 1.7 ;

 

P_A1 = 13420 H.    P_A2 = 6712 H.     P_A3 = 3859 H.

 

Соответственно   Р_ЕА = 9524 Н.

 

C_rA = 101000 H;  e = 0.35;    a₁ = 0.53;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 5015 часов > 3000 часов.

Подшипник подходит.

 

   7.2  Проверка подшипника В.

 

 

P_В1 = 6420 Н;                 P_В2 = 3210 Н;                 P_В3 = 1284 Н;

 

Соответственно   Р_ЕВ = 4534 Н.

 

C_rВ = 41800 H;   a₁ = 0.53;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 3144 часов > 3000 часов.

Подшипник подходит.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8.  Опоры люльки.

 

Подбор подшипников люльки осуществляется по статической грузоподъёмности.

Условием выбора является : C_r0 ³ R_{oi max} .

R_{oi max} = 31230 H.

Назначаем подшипник роликовый  радиально упорный 7306А  C_r0 = 39000Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.  Расчёт соединений.

   9.1  Шлицевое  соединение.

 

Шлицевое соединение вала и блока цилиндров должно обеспечить передачу мгновенного теоретического момента, рассчитываемого по формуле:

= 498 Н/м.

При расчёте определяем длину нарезаемых шлицов :

;

 

Из  ГОСТ 1139-80 (соединения шлицевые прямобочные):

D = 40 мм;     d = 36 мм;       z = 8;         b = 7.

 

h = (D – d)/2 = 2 мм;

[s] = 280 МПа; (Ст. 5 – min)

 

= 17.7 мм;

 

Принимаем l = 18 мм.

 

Аналогично рассчитывается и шлицы  концевого участка вала.

Из ГОСТ 1139-80 (соединения шлицевые прямобочные):

D = 36 мм;     d = 32 мм;       z = 8;         b = 6.

 

h = (D – d)/2 = 2 мм;

[s] = 280 МПа; (Ст. 5 – min)

 

= 23.23 мм;

 

По конструктивным соображениям принимаем l = 30 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Выбор рабочей жидкости.

 

Учитывая требуемый температурный  диапазон эксплуатации насоса ( от – 40 до + 50 °С) выбираем масло АМГ-10.

n₅₀ = 10 сСт.                                                      r = 850 кг/м³.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11.  Определение объёмного КПД.

 

Объёмный  КПД определяется утечками в распределителе и гидростатических опорах поршней (башмаки). Утечки обратно-   пропорциональны  вязкости рабочей жидкости и прямо  пропорциональны давлению.

m = n × r .

 

Утечки через один башмак:

= 8.14 × 10^-6 м³/с.

Утечки через внутренний уплотнительный поясок рабочей стороны распределителя:

d₁₁ = 77.8 мм; d₁₂ = 84.6 мм;

=  2.068 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внешний уплотнительный поясок рабочей стороны распределителя:

 

d₂₁ = 104.6 мм; d₂₂ = 111.4 мм;

=  2.751 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внутренний уплотнительный поясок тыльной стороны распределителя:

d₁₁ = 77.6 мм; d₁₂ = 84.6 мм;

= 2.006 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внешний уплотнительный поясок тыльной стороны распределителя:

 

d₂₁ = 104.6 мм; d₂₂ = 111.2 мм;

=  2.831 × 10^-5 м³/с.

Суммарные утечки:

 

Q_S = 9 × Q_б + Q_p1 + Q_p2 + Q_T1 + Q_T2 = 1.698 ×10^-4 м³/с.

 

= = 97.2%.

 

 

12. Испытательный стенд.

 

Для испытаний спроектированного  реверсивного аксиально-поршневого насоса предназначен испытательный стенд.

Испытательный стенд состоит из :

• Н1 – испытываемый насос;
• ЭД1 – электродвигатель, привод испытываемого насоса;
• МН1 – манометр высокого давления;
• МН2 – манометр низкого давления;
• ВН1 – предохранительный вентиль:
• ДР – нагрузочный дроссель.
• К1-4 – система обратных клапанов, реализующих работу насоса с реверсом.

 

В стенде предусмотрен предохранительный клапан КП.

Для измерения подачи насоса (расхода) установлен ТДР – турбинный датчик расхода. Для снятия данных с ТДР  предназначен преобразователь импульсов  ПИ2, передающий сигнал на счётчик импульсов  СИ2.

Частота вращения вала насоса регистрируется преобразователем импульсов ПИ1, и передаётся на счётчик импульсов СИ1.

Для измерения температуры рабочей  жидкости испытательный стенд комплектуется  термометром Т.

Также в стенде есть ТПС – теплообменная  подсистема и ФПС – фильтрующая  подсистема.

Теплообменная подсистема ТПС включает в себя: Н2 – насос, приводимый во вращение электродвигателем ЭД2, и  теполообменник ТО.

Фильтрующая подсистема ФПС включает в себя: Н3 – насос, приводимый во вращение электродвигателем ЭД3, и  фильтр Ф.

Данный испытательный стенд даёт возможность получить рабочую характеристику испытываемого насоса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы:

1. Кулагин А. В. и др. Основы теории и конструирования объёмных гидропередач.                 М. , Высшая школа, 1968 г.
2. Башта Т. М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем.                                               

             М., Машиностроение, 1974 г.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Изд. 7-е . Том 3.      

М., Машиностроение, 1992 г.     

4. Дунаев П. Ф. , Лёликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. 6-е, испр.          М., Высшая школа, 2000 г.
5. Дунаев А. Н. Аксиально-поршневые гидромашины с наклонным диском.        М., МЭИ , 1985 г.