а границею текучості матеріалу. При цьом втулка розглядається як циліндр (товстостінній чі тонкостінній), что навантаженості рівномірнім внутрішнім лещатах.
Матеріал втулки - сталь 20Х ДСТУ 1050-95 з Наступний цементуванням РОБОЧОЇ поверхні на глибино h=2 ... 2,2 мм, HRC 60 ... 62, границя текучості s т=650 МПа [ 9].
Малюнок 2.3 - розрахунково схема ціліндрової втулки
Нерівність
(2.42)
де d - товщина стінкі ціліндрової втулки, мм; ср - середній радіус ціліндрової втулки, мм.
На Основі нерівності (2.42) візначаємо тип ціліндрів, до якіх Належить ціліндрова втулка з найбільшім внутрішнім діаметром.
(2.43)
(2.44)
Отже, дана ціліндрова втулка Належить до товстостінніх ціліндрів, а значити Інші ціліндрові втулки, Якими комплектується насос належати до обєктів того ж типу.
Для визначення еквівалентного напружености, что Діє в перерізі ціліндрової втулки, скорістаємося третьою теорією міцності.
(2.45)
Для товстостінного циліндра можна Записатись:
(2.46)
де sq - тангенційні напружености, что діють в перерізі втулки;
sr - радіальні напружености, что діють в перерізі втулки.
напружености, что діють в перерізі втулки, обчислюють за методікою опис в [9].
, (2.47)
де k - відношення зовнішнього и внутрішнього діаметрів;
р - допустима робочий Тиск для втулки даного діаметру, р=11,3 МПа.
Втулка віпробовується лещата
.
Отже, за формулою (2.47)
За [9] с. 413 (2.48)
Підставівші чісельні значення в (2.46), отрімаємо:
Візначаємо коефіцієнт запасу міцності:
(2.49)
Отже, Умова міцності віконується, того что необхідній мінімальній коефіцієнт запасу міцності для ціліндрової втулки складає [n]=1,5 [1].
Перевіряємо міцність втулки при мінімальному внутрішньому діаметрі d=120 мм. Максимальний робочий Тиск складає Р=25 МПа.
Отже, Умова міцності віконується.
.5 Розрахунок сердечника поршня
Розрахунок сердечника поршня насоса ведеться на міцність за границею текучості матеріалу. При цьом сердечник розглядається як циліндр, что навантаженості рівномірнім зовнішнім лещатах.
Матеріал сердечника - сталь 45 ДСТУ 1050-95, для якої границя текучості s т=360 МПа и t=220 МПа [9].
Небезпечна є точки сердечника біля внутрішньої поверхні, де Головні напружености Такі:
; , (2.50)
де
(див. рис. 2.4);
р - робочий Тиск насоса, р=25 МПа.
Малюнок 2.4 - розрахунково схема сердечника поршня
согласно формули (2.45) еквівалентне напружености, что Діє в перерізі сердечника буде рівне
, (2.51)
де [n] - нормативний коефіцієнт запасу міцності [1].
Тоді
Пріймаємо
Візначаємо силу, яка Діє на опорний бурт сердечника
, (2.52)
де S - площа на якові Діє Тиск Рідини, м?.
Візначаємо напружености зрізу, Які вінікають в сердечникові
, (2.53)
де S 1 - площа зрізу бурту сердечника, м?.
, (2.54)
де h - товщина опорного бурта, м.
Отже, Умова міцності віконується.
.6 Розрахунок Сідла клапана
Розрахунок проводитися для Сідла вхідного клапана, як найбільш наванта- женого. Розрахунковим схема представлена ??на малюнку 2.5.
Сідло клапана віготовляється Із Сталі 12ХНЗА ДСТУ 1050-95 з Наступний цементуванням на глибино h 1,5 ... 2,5 мм HRC=59 ... 64. Конструкційній материал має следующие механічні характеристики [9]:
границя міцності? в=950 МПа;
- границя текучості? т=700 МПа.
Кож нам известно: P=25 МПа; ? =9031.
Рисунок 2.5 - розрахунково схема Сідла клапана
Візначаємо радіус конічної поверхні Сідла клапана в перерізі В-В:
, (2.55)
де r1- менший радіус конічної поверхні Сідла клапана, мм; 2- більшій радіус гнізда (конічного відчинять) гідрокоробкі під встановлення Сідла клапана.
Візначаємо зусилля запресування Сідла клапана
, (2.56)
де Р- Розрахунковий ТИСК, МПа.
, (2.57)
де Р m...
