Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использовани (стр. 4 из 5)
мм2.6 Подбор подшипников
Так как в зоне нагнетания может находится одновременно 6 поршней, следовательно силы FA и FN 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 Lh– расчетное число часов;
n – частота оборотов мин-1
, (2.6.2)где Lna – 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)Kб – коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, Kб=1 ;
КТ – температурный коэффициент, при t<105°С КТ=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 =850кг/м3;
кинематическая вязкость , 
= 16сСт; 
(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)где
– коэффициент трения; 
= 0,05.Определим максимальный момент трения при Sin
=1 
(2.9.2)где
pср – среднее значение прижимающего усилия
- площадь опорной поверхности сферического распределителя; Fоп = p Dоп 
;Dоп – средний диаметр опорной поверхности; Dоп = 9 см;
- ширина опорного пояска; принимаю 
= 5 мм; 
площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны окна нагнетания; 
. 
2.10 Ориентировочный расчет коэффициентов полезного действия
В гидромашине имеют место потери мощности на трение в подшипниковых парах: hп =0,98 – КПД дного подшипника;
, (2.10.1)где
Мкр – теоретический крутящий момент на валу мотора;
Так как мы не учитывали гидравлические потери, принимаю
=0,90.Определю объемный КПД насоса
(2.10.2) 
Определю общий КПД насоса
(2.10.3) 
.2.11 Кинематика движения поршня
2.11.1. Кинематика относительного движения поршня