Перевірний розрахунок опор циліндра

Максимальна сила, яка притискає опір циліндра до ексцентрикової шийки вала, для вибраної конструкції опори буде:

, Н, (3.38)

 

де Р_ном – 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 F_оп і W на виконання умови

 

W= (0,9…0,96)F_оп, (3.40)

 

W= 0,94F_оп.

 

Визначаємо різницю сил F_оп і W, що забезпечує постійний притиск опори до шийки.

F= F_оп –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 Р_ном.

 

, 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 Р_ном.

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 Q_ном.. 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)

 

.