3.6 Розрахунок основних параметрів пристрою, що розробляється
В цьому пункті дипломного проекту необхідно навести розрахунки основних конструктивних, робочих параметрів пристрою, що розробляється. Для кожного пристрою ці показники визначаються окремо, в залежності від конструкції та призначення.
3.6.1 Приклади розрахунку основних параметрів гідропневмопристроїв
Приклад: Розрахунок радіально-поршневого насоса мод. 50HP32
Вихідні дані для розрахунку:
Номінальна витрата Qном=44,1 л/хв,
Номінальних тиск Рном= 50МПа,
Номінальна частота обертання nном=25 с-1,
Число поршнів в ряду Z = 5 шт,
Число рядів поршнів К=2,
Робоча рідина –
мінерально масло густиною
=900
кг/м3
і кінематичною в’язкістю
=30
мм/с.
Визначення основних конструктивних параметрів насоса.
Робочий об’єм радіально-поршневого насоса є одним із основних параметрів, який визначає габарити та інші конструктивні параметри насоса.
Визначаємо робочий об’єм насоса по формулі
,
см3, (3.30)
де Qном – номінальна витрата; nном – номінальна частота обертання.
см3.
Зі стандартного ряду по ГОСТ 13824 вибираємо найближче номінальне значення об’єму V0 , щоб виконувалась умова V0≥Vрас. Приймаємо V0=32 см3.
Виходячи із прийнятої конструктивної схеми насоса визначаємо ексцентриситет колінчатого валу.
e=
,
мм (3.31)
де d – обраний діаметр поршня, d= 16 мм; Z – число поршнів в ряду; К – число рядів поршнів; V0 – робочий об’єм насосу.
мм.
Приймаємо e=8,2 мм.
Хід поршня знаходимо із залежності:
, (3.32)
де
– ексцентриситет, мм.
мм.
Середня швидкість поршня буде:
,
м/с, (3.33)
де
– хід поршня насосу; nном
– номінальна
частота обертання.
м/с.
Виходячи із надійності заправлення поршнів в циліндрі і забезпечення ходу поршня розраховуємо відстань від вісі обертання до вісі обертання головки поршня, які визначають габарити насоса (рис. 3.5)
L=Re+3e+d+a, мм, (3.34)
де Re – прийнятий радіус ексцентрикової шийки вала, Re=25 мм; a – розмір призначений конструктивно пропорційно вибраному діаметру поршня, a = (7…10) мм; – ексцентриситет, мм.
L=25+3
8,2+16+8=73,6
мм.
Приймаємо (з округленням) L=74 мм.
Рисунок 3.5 – Розрахункова кінематична схема насоса
Максимальний кут оберту вісі поршня знаходимо по залежності
, (3.35)
звідки
.
З умови розміщення усіх опор циліндрів одного ряду на ексцентриковій шийці вала визначимо розмір опори циліндра (рис.3.6).
,
мм, (3.36)
мм.
Приймаємо Н=26 мм.
Приймаючи конструктивно розміри опори циліндра D i D0 перевіряємо значення цих діаметрів на забезпечення працездатності опори і конструктивного суміщення розмірів по співвідношенням:
і D
H, (3.37)
Підставляючи числові значення, перевіряємо ці умови
і 21<26.
Рисунок 3.6 – Ескіз опори циліндра
Перевірний розрахунок опор циліндра
Максимальна сила, яка притискає опір циліндра до ексцентрикової шийки вала, для вибраної конструкції опори буде:
,
Н, (3.38)
де Рном – номінальний тиск, МПа; d – обраний діаметр поршня, d= 16 мм;
Н.
Несучу здатність гідростатичного протитиску опори циліндра визначаємо по формулі:
,
Н, (3.39)
Н.
Порівняємо сили Fоп і W на виконання умови
W= (0,9…0,96)Fоп, (3.40)
W= 0,94Fоп.
Визначаємо різницю сил Fоп і W, що забезпечує постійний притиск опори до шийки.
F=
Fоп
–W, Н (3.41)
F=10048 –9407=641 Н.
Питомий тиск на робочій поверхні опори циліндра розраховуємо по формулі:
,
МПа, (3.42)
МПа.
Для бронзової
опори, яка ковзає по сталевій загартованій
поверхні, пропонується використати
допустимий питомий тиск [К]=(2,5...3,2) МПа.
Тому порівняємо К з [К] на дотримання
умови тиск К
[К].
Максимальна швидкість ковзання опори по ексцентриковій шийці валу буде:
,
м/с, (3.44)
м/с.
Визначення основних геометричних параметрів насоса.
Ідеальна витрата насоса буде:
,
дм3/хв, (3.45)
,
дм3/хв.
Фактична витрата насоса визначається із рівняння:
,
дм3/хв. (3.46)
де
– сумарні витікання, в яких враховується
слідуючи об'ємні витрати:
,
(3.47)
де
– витікання по нагнітальних клапанах;
– витікання в спряженні “поршень-циліндр”;
– витікання в опорах циліндрів.
Витікання по нагнітальних клапанах визначається по залежності:
,
дм-3/хв., (3.48)
дм-3/хв..
де
– витікання по одному нагнітальному
клапану для насосів з клапанним розподілом
масла,
=(50...150)
см3/хв
.
Витікання через зазори між поршнем і циліндром для всього насоса з врахуванням руху поршня:
,
дм3/хв., (3.49)
де
мм – довжина щілини в середньому стані
поршня;
– радіальний зазор в спряженні
“пошень-циліндр”,
=0,01
мм;
–
кінематична в’язкість масла при тиску
Рном.
,
мм2/с
м2/с.
дм3/хв..
В цій формулі числовий коефіцієнт враховує, що в кожній миттєвий час в нагнітанні приймають участь в середньому половина всієї кількості поршнів, тобто поршні , які знаходяться під тиском Рном.
Витікання через зазор між поверхнями опори циліндра і ексцентриковою шийкою вала для всього насоса визначається по формулі:
,
дм3/хв., (3.50)
де
– зазор між поверхнею опори циліндра
і ексцентриковою шийкою вала,
=0,01
мм .
дм3/хв..
Підрахуємо сумарні об’ємні витрати в насосі:
, (3.51)
дм3/хв.
Розраховуємо фактичну подачу насосу
,
дм3/хв., (3.52)
дм3/хв.
Порівняємо цей результат з значенням Qном.. При цьому повинна бути витримана умова:
, (3.53)
>
дм3/хв.
Визначаємо коефіцієнт подачі насоса:
, (3.54)
.
Знаходимо корисну потужність насоса:
,
кВт, (3.55)
,
кВт.
Визначаємо потужність втрачена витіканнями:
,
кВт, (3.56)
,
кВт.
Різні механічні втрати всередині насоса впливає на його потужність і ККД. Розрахунок механічних втрат проведемо для елементів насоса, де втрати можуть досягти значних величин.
Втрати потужності в двох підшипниках насоса.
,
кВт, (3.57)
де
– доведений коефіцієнт тертя в підшипниках
котіння, які працюють з великим
змазуванням,
=0,02;
– внутрішній посадковий діаметр
підшипника,
=65
мм .
кВт.
Втрата потужності на тертя опор циліндра по ексцентриковій шийки вала визначається по формулі:
,
кВт, (3.58)
де
– коефіцієнт тертя,
=0,002
.
кВт
Втрати потужності на неробочу втрату робочої рідини всередині насоса, на перетворення інерційних сил рухаючи частин та втрати в інших неврахованих місцях оцінюється в залежності від типорозміру (об’єму V0) насоса в межах:
кВт, (3.59)
Приймаємо
=0,3
кВт.
Загальні механічні втрати потужності в насосі визначаємо, як суму додавання:
,
кВт, (3.60)
кВт.
Потужність (яку споживає насос) дорівнює:
,
кВт, (3.61)
,
кВт.
Коефіцієнт корисної дії насоса буде:
, (3.62)
.