Расчет насоса сверхвысокого давления

Определим несущую способность резьбы М42×4,5. Напряжение среза в основании витка гайки:

     ,

где d0 = 4,2 см  – диаметр резьбы;

       k = 0,9  – коэффициент полноты для метрической резьбы;

       s = 0,45 см  – шаг резьбы;

       z = 9  – число рабочих витков.

      кГс/см2 = 97,7 МПа

Стали из которых изготовлливают фланец, имеют предел текучести σт = 1350 МПа.

По условиям прочности резьбового соединения допускаемое напряжение среза должно быть:

      [ ] ≈ (0,1…0,15) σт = 135…202,5 МПа.

Таким образом, условие прочности выполняется.

аналогичным образом рассчитываются все остальные резтбовые соединения.

Определим несущую способность резьбы М100×4. Напряжение среза в основании витка гайки:

      кГс/см2 = 191,5 МПа

Определим несущую способность резьбы М24×3. Напряжение среза в основании витка гайки:

      кГс/см2 = 36,8 МПа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.2 Оценка коэффициента запаса на усталостную прочность

 

К сожалению, в России отсутствуют экспериментальные данные о работе толстостенных цилиндров под напряжениями близкими к пределу текучести в условиях усталостной прочности. Также и не существует методик расчёта позволяющих оценивать работу цилиндров на 107 циклов. Методики расчета, имеющиеся на оборонных предприятиях, специализирующихся на изготовлении орудийных стволов, ограничиваются величиной 105 циклов, тогда как реальный срок службы пушки танка составляет до 500 выстрелов у артиллерийской установки 1500 выстрелов. Кроме того, различны причины выхода из строя толстостенных цилиндров, так при циклическом нагружении давлением жидкости основной причиной является накопление пластических повреждений внутренней поверхности гильзы и зарождение микротрещины приводящей к прогрессивному разрушению гильзы. Тогда как разрушение ствола пушки вызвано не столько пульсирующим давлением газа, сколько обгоранием металла внутри, и постепенным охрупчиванием металла из-за постоянных перепадов температуры.

Однако, известны многие попытки создания гипотез усталостной прочности в сложном напряженном состоянии. Все они сводятся в основном к обобщению известных гипотез предельных состояний на случай циклических напряжений.

Получить точные данные с помощью таких методик нельзя, можно лишь сравнить два случая нагружения и утверждать, какое из них проработает большее число циклов, точные значения можно определить только экспериментально для каждого случая нагружения.

Процесс образования трещины при переменных напряжениях связан с накоплением пластических деформаций. Поэтому следует ожидать, что усталостная прочность определяется только наибольшим и наименьшим напряжениями цикла и не зависит от закона изменения напряжений внутри интервала .  Точно так же, как показывают опыты, несущественным является влияние частоты изменения напряжений. В итоге для оценки усталостной прочности в условиях заданного цикла достаточно знать только величины  и .

Любой цикл может быть представлен как результат наложения постоянного напряжения  на напряжение, меняющееся по симметричному циклу с амплитудой , очевидно, при этом

,        .

Для оценки коэффициента запаса строится диаграмма усталостной прочности, и на ней откладывается рабочая точка цикла.  Диаграмма (рис.32.) строится на основе заданных механических характеристик материала  , а рабочая точка определяется по значениям и .  С учетом поправки на концентрацию напряжений, на поверхностный и масштабный факторы координаты рабочей точки примут значения  и  .  

Рис.32. Диаграмма усталостной прочности.

eм - масштабный фактор обуславливающий отношение предела усталости детали s-1д - к пределу усталости образцов стандартного размера, en - коэффициент качества поверхности, обуславливающий отношение предела усталости детали s-1n к пределу усталости образцов с обычной шлифовкой поверхности.

Коэффициент запаса находится из диаграммы как отношение отрезков ОБ к ОА (рис.2).

Известно, главным фактором, приводящим к образованию микротрещин, является растягивающие окружные напряжения.

Сравним по коэффициенту запаса три типа нагружения гильзы в насосах сверхвысокого давления, это: нагружение моногильзы внутренним давлением 600МПа, нагружение моногильзы внутренним и наружным давлением в 600МПа, нагружение моногильзы внутренним давлением 600МПа и наружным давлением 300МПа.

Исходными данными для расчётов послужат данные полученные ранее в параграфах 2.1 и 2.2. Напряжения получены для гильзы с отношением диаметров 3. Атмосферное давление в связи с тем, что оно в тысячи раз меньше рабочего давления принято равным 0.

Таблица 3. Данные по напряжениям из параграфа 2.1 – 2.2

		σ3, МПа	σ1, МПа	σэкв. , МПа
Моногильза	Всасывание	0	0	0
	Нагнетание	-600	750	1350
Моногильза и бандаж 600МПа	Всасывание	-1350	0	1350
	Нагнетание	-600	0	600
Моногильза и бандаж 300МПа	Всасывание	-675	0	675
	Нагнетание	-600	75	675

 

 

Следует также отметить, что во всех случаях нагружение гильзы является трёхосным и σ2 ≠ 0 вообще наличие осевого напряжения зависит от конструкции уплотнений гильзы и от её геометрических размеров и может достигать -200МПа. Однако, как видно из таблицы это напряжение всегда находиться в интервале между окружным и радиальным напряжениями и существенно меньше их, таким образом можно им пренебречь  в расчётах.

Анализируя данные таблицы, нетрудно заметить, что максимума эквивалентные напряжения достигают лишь на такте нагнетания в случае моногильзы и такте всасывания в случае моногильзы с бандажом в 600МПа.

Нагруженное состояние с бандажированием в 300МПа как уже говорилось в предыдущих параграфах, является из всех менее опасным.

Для расчёта коэффициента запаса воспользуемся формулой:

 Для  стали 40ХНВ в закалённом состоянии  имеем:

σтр. = 2000МПа

σтс. = 2100МПа

σвр. = 2050МПа

τв = 1250МПа

Предел выносливости можно вычислить по приближённой эмпирической зависимости:

σ-1 составит 750 МПа

Примем, что eм  во всех рассматриваемых случаях один и равен 0,9

Поверхности гильз для подобных насосов обычно полируют до зеркального блеска, в связи с этим принимаем en = 1,2

k-1 = 1 т.к. гильза не имеет концентраторов напряжений и номинальное напряжение везде будет равно теоретическому.

Таким образом определим для моногильзы с компенсацией в 600МПа:

 

т.к. сталь 40ХНВ ведёт себя одинаково как при растяжении так и при сжатии а напряжения сжатия имеют знак «-» целесообразно в формулу расчёта коэффициента запаса подставлять значения напряжения со  знаком «+».

Для моногильзы с компенсацией в 300МПа:

 

Для моногильзы:

 

Для нахождения коэффициента запаса при двухосном нагружении воспользуемся формулой Гафа и Полларда:

Для нахождения nτ воспользуемся формулой:

т.к. τa = 0,  то

максимальные касательные напряжения равны половине эквивалентного напряжения.

Тогда для моногильзы с компенсацией в 600МПа:

Для моногильзы с компенсацией в 300МПа:

Для моногильзы:

Таким образом, рассчитаем искомый коэффициент запаса для двухосного нагруженного состояния:

Тогда для моногильзы с компенсацией в 600МПа:

Для моногильзы с компенсацией в 300МПа:

Для моногильзы:

По проведённым расчётам можно сделать некоторые выводы.

1) В  результате расчётов были получены  коэффициенты запасов для 3х случаев  нагружения гильзы, однако не  следует забывать, что применять  данную методику для расчёта  коэффициента запаса в сложном  напряжённом состоянии можно  лишь с большой натяжкой. Недостающие исходные данные были посчитаны по эмпирическим зависимостям, которые были получены для конкретных образцов при определённых условиях испытаний, реальные значения могут отличаться от теоретических на 20-40%. Кроме того, в качестве примера была использована сталь с разными характеристиками при растяжении и сжатии, а данная методика опирается на то, что материал одинаково работает на растяжение и сжатие. Для высокопрочных карбидных сплавов она вообще неприменима. Масштабный коэффициент и коэффициент качества поверхности были получены по графикам, построенным для определённых конфигураций деталей и сталей.

2) Хотя  и утверждать, что полученные  коэффициенты запаса будут соответствовать  реальным нельзя, одно останется  верным это их разница. Если  уточнить данную методику по результатам экспериментов и получить реальные коэффициенты запасов, очевидно, что коэффициент запаса по усталостной прочности для бандажирования давлением в 300МПа будет примерно в 2 раза больше чем при использовании моногильзы или бандажирования в 600МПа.

3) Необходимо  также помнить, что частота нагружения  гильз при использовании гидростатического  давления повышается в 2 раза т.к. на такте всасывания снаружи  действует давление, развивающее  в гильзе значительные напряжения  и деформации. Таким образом при равных условиях ресурс гильзы с бандажированием снизиться в 2 раза.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Расчёт основных параметров  пневмогидравлического усилителя  давления

 

Рассчитаем необходимую подачу пневмогидроусилителя. В идеале при отсутствии утечек жидкости из полости бандажирования и утечек через уплотнение величина подачи будет определяться только необходимым для сжатия жидкости ходом поршня.

Рассчитаем объем полости, в которой необходимо поддерживать давление в 300МПа.

Табл. 5 Размеры полостей заполненных маслом.

l, мм	d, мм	D, мм
80	0	10
50	16	20
20	10	20
40	0	3
5	0	20
210	0	3
210	0	3
160	0	3
1200	0	2
1200	0	2
50	40	50

 

Объем жидкости 0,0000655м3

Определим сжимаемость масла при 300МПа. Она составит:

Коэффициент сжимаемости:

Тогда изменение объема составит:

Коэффициент сжимаемости обратно пропорционален модулю упругости:

Тогда уменьшение объема составит:

Определим необходимую подачу.

Примем, что подготовка насоса к работе должна быть не больше чем время разгона двигателя до необходимых оборотов. Разгон двигателя большой мощности с помощью частотно регулятора происходит немного дольше, чем без него. Однако для расчётов выберем время, которое тратит на разгон до необходимых оборотов стандартный асинхронный двигатель равной мощности без частотного регулирования.

Tраз=3с.

Таким образов подача составит:

Задаёмся размерами плунжера на высоком давлении:

Для увеличения долговечности целесообразно минимизировать кол-во реверсов поршня высокого давления для этого длина хода выбирается максимально большой.

Принимаем по конструктивным соображениям d = 10мм.

Выразим из предыдущей формулы величину хода

Изготовление длинномерных гильз с высокой точностью сложно с технологической точки зрения поэтому, принимаем длину хода поршня 80мм, длина гильзы составит 160мм.

Частоту работы мультипликатора узнаем из соотношения:

где V0 – рабочий объем

       n – число поршней

       f – частота возвратно поступательного движения

 

Расчёт диаметра пневматического цилиндра

 

Рассчитаем диаметр пневматического поршня.

Тогда диаметр цилиндра будет:

Полученный диаметр слишком большой увеличиваются радиальные размеры пневмомультипликатора, целесообразным будет изготовление его многосекционным.

0,1871м

Принимаем диаметр 200мм

 

Расчёт необходимой подачи воздуха

 

Расход воздуха приведенного к нормальным условиям, определяется по формуле:

Это расход воздуха в одну полость цилиндра суммарный расход потребуется:

Следует отметить, что такой расход воздуха будет нужен только первые 3 секунды с момента пуска насоса, после чего при полной герметичности системы гидростатического бандажирования расход будет равен 0.