![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Для радіально-поршневих машин хід поршня
h = 2 е, (8) де е – ексцентриситет; е = 0, 5 kd; (9) k – коефіцієнт ходу поршня, значення якого приймають k = 1, 0...1, 25. Таким чином, з (7), враховуючи (9), може бути визначений діаметр поршня. Для аксіально-поршневих гідромашин кут нахилу похилого диска або блока циліндрів вибирають умежах Далі визначають радіальні розміри блока циліндрів, переконавшись при цьому, що вал, який передає момент обертання, визначений за формулою (3), уміщується всередині блока циліндрів і значення кута Потім визначають усі інші розміри циліндрового блока і шатунно-поршневої групи [1, 2, 16]. В разі розрахунку аксіально-поршневих машин з силовим карданом необхідно провести конструктивні заходи для вирівнювання подачі [1]. Витіснювачі і робочі камери пластинчастих машин розраховуються за методикою, викладеною в [2, 3, 17, 18]. Для пластинчастих машин одноразової дії робочий об'єм визначають як
де b, δ – відповідно ширина і товщина пластин; е – ексцентриситет; z – число пластин; R – радіус направляючої. Для машин з цапфенним розподіленням рідини втрати робочого об’єму, обумовлені розмірами пластин, компенсується подачею пластин, працюючих як поршні. Максимальний ексцентриситет машин з торцьовим розподілом [1]
де kе – коефіцієнт, значення якого приймають при q ≤ 200 см3/об kе = 1, 0; при 200 < q ≤ 500 см3/об kе = 0, 8; при 500 < q ≤ 4000 см3/об kе = 0, 6. Діаметр напрямляючої, мм,
де kb – коефіцієнт ширини пластини, значення якого kb = 0, 2...0, 55 і збільшується в разі зменшення q; b = kbD. Довжина пластини Для пластинчатих гідромашин з цапфенним розподілом звичайно приймають D = (3... 5) b, а максимальний ексцентриситет, мм,
Робочий об’єм машини подвійної дії
де r1, r2 – радіуси перехідних ділянок напрямляючої. Як правило, b = (4... 5) (r2 – r1), зменшуючись у разі збільшення q. Для того щоб не було відривання пластин від напрямляючої, приймають r2 ≤ 1, 15 r1 при z = 8; r2 ≤ 1, 27 r1 при z = 12; r2 ≤ 1, 34 r1 при z = 16. Довжина пластини Довжина пластини, яка знаходиться в пазі ротора при розміщенні пластини на радіусі r2, визначається як l1 = (0, 4... 0, 6) l. Оптимальний радіус вершини пластини rn = 3... 5 мм. Методику розрахунку шестерінчастих гідромашин наведено в [2-4, 8, 9, 18]. Модуль зубчатих коліс таких гідромашин, мм,
де Q – теоретична подача гідромашини, л/хв. Ширина зубчастого колеса приймається b = (6...10) m. Зовнішній діаметр D зубчастого колеса в насосах високого тиску з зубчастими колесами, встановленими на підшипниках кочення, визначають зі співвідношення b = (0, 5...0, 6) D, а для насосів з підшипниками ковзання b = (0, 4...0, 5) D. Зменшення цього співвідношення призводить до зниження об’ємного ККД, а збільшення – до затруднень у забезпеченні герметичності в місцях контакту зуб’їв. У випадку однакових зубчастих коліс з числом зуб’їв z і радіусами R початкових кіл шириною b і висотою h голівок зуб’їв робочий об’єм визначається [3], см3/об,
3.3. Розрахунок вузла розподілу рідини В об’ємних гідромашинах використовуються цапфенний, торцьовий, золотниковий, клапанний та клапанно-щільовий розподіли рідини. Проектуючи вузол цапфенного розподілу, який використовується в радіально-поршневих, і рідше в аксіально-поршневих і пластинчастих гідромашинах, необхідно забезпечити слідуючі вимоги [2, 3]: 1) напруження на згин у цапфі і вигин цапфи не повинні виходити за допустимі межі; вигин цапфи
де δ – діаметральний зазор між втулкою ротора і цапфою. Як правило, δ = (0, 41...0, 81)10-3 D і становить 0, 03...0, 04 мм (D – діаметр цапфи, мм). 2) швидкість ковзання втулки ротора і швидкість течії робочої рідини в отворах цапфи не повинні перевищувати допустимих значень. Для регульованих насосів швидкість ковзання приймають vc ≤ 4 м/с. У реверсивних гідромашин, які включаються в гідросхему з живильним насосом, середня швидкість рідини в отворах цапфи приймається vр = 2...5 м/с, причому більші значення беруться для машин більших розмірів. У нереверсивних машин на всмоктуванні vр = 0, 5...1, 5 м/с, на нагнітанні vр = 3...7 м/с. Розміри каналів гідромашин також визначаються за середніми швидкостями vр протікання в них рідини. За СЭВ РС 3644-72 для напірних гідропроводів рекомендуються залежно від тиску такі швидкості протікання рідини в них (табл. 3.3). Таблиця 3.3 - Швидкості протікання рідини в напірних гідропроводах
Для ліній зливання рідини vр ≤ 2 м/с, всмоктування vр ≤ 1, 2...1, 5 м/с, дренажу vр ≤ 0, 2 м/с. 3) ротор на розподільній осі повинен знаходитись у виваженому стані, для чого необхідно використовувати гідростатичне розвантаження. Діаметри цапфи D і напрямляючої Dн (см) можуть бути попередньо визначені за емпіричними залежностями [1] (18) де k1, k2, k3 – коефіцієнти, значення яких залежно від тиску наведені в табл. 3.4; q – робочий об’єм, см3/об. Таблиця 3.4 – Значення коефіцієнтів k1, k2, k3 в залежності від тиску
Відстань між осями отворів у цапфі приймають приблизно 0, 19 D, довжина l і зовнішній діаметр D3 втулки цапфи визначаються співвідношеннями l ≈ 1, 68 D; D3 ≈ 1, 4 D. Площу одного овального вікна втулки вибирають приблизно такою, що дорівнює 0, 47 від площі поршня, а його ширину – 9, 74 від діаметра поршня. Величину позитивного перекриття у вузлі приймають ∆ = 1 мм для машин з Для торцьового розподілу рідини, що використовується в аксіально-поршневих, пластинчатих, рідше в радіально-поршневих гідромашинах, рекомендується проводити проектувальні [1] і перевірочні [19] обчислення. Тут на основі дослідних даних [15] повинні виконуватися такі співвідношення:
де ∆ Р – різниця між силами, притискуючими блок циліндрів до розподілювача, і віджимаючими; Рн – рівнодіюча сил, що притискують блок до розподілювача; ∆ М – перекидній момент блока циліндрів відносно площини розподілу; х – координата точки прикладення сили відносно осі блока циліндра. За тиску нагнітання рн > 5 МПа у аксіально-поршневих і пластинчатих машин на розподільних вікнах виконуються розвантажувальні канавки, які запобігають виникненню гідравлічного удару і пульсації тиску при з’єднанні робочої камери з порожнинами машини, що віддають і приймають рідину. Розміри канавок обчислюються за [5, 19]. Розрахунок золотникових розподілювачів наведено в [2, 4, 11, 15, 16, 19-23]. Клапанний розподіл використовується, як правило, за тиску рідини понад 25 МПа [4, 21, 24-26]. За клапанно-щільового розподілу рідини відпадає необхідність в усмоктувальному клапані, що знижує втрати на усмоктуванні. Проте в цьому випадку не використовується повний хід поршня [2]. Знаючи розміри витіснювачів, робочих камер і вузла розподілу, приступають до виконання загального вигляду машини, проводячи паралельно необхідні обчислення. 3.4. Розрахунки валів, вибір підшипників Розрахунки валів та вибір підшипників виконуються за загальною методикою машинобудування [1, 27, 28]. Для аксіально-поршневих машин, що регулюються, розрахунки проводять при γ = γ max і γ = 0, 65 γ max. Вибір підшипників кочення здійснюється з умови середньої працездатності: а) для аксіально-поршневих машин – 5000 год; б) для радіально-поршневих – 8000 год; в) для шестеренчастих і пластинчастих – 3000 год. Далі проводять кінематичні і силові обчислення решти елементів гідромашин. Обчислюють тиск усмоктування, гідростатичне розвантаження поршнів, карданні передачі, зусилля на регулюючому органі насоса або двигуна, контактний тиск і т. ін. Для пластинчастих машин в разі необхідності визначають зусилля, що притискують пластини, контактний тиск, проводять компенсацію торцьових зазорів та ін. Для шестеренчастих машин рекомендується проводити розвантаження валів зубчастих коліс від сил тиску рідини, компенсацію торцьових, а за великих подач і радіальних зазорів, розвантаження від замкненого об’єму рідини. 3.5. Розрахунок нерівномірності подачі (моменту обертання) Нерівномірність подачі для насосів і моменту обертання для гідродвигунів визначаються за методикою, викладеною в [2, 3]. Для пластинчатих насосів одноразової дії за парного числа z пластин коефіцієнт нерівномірності подачі, що характеризує амплітуду коливань подачі, визначається як б а за непарного z б де ē – відношення ексцентриситету до радіуса статорного кільця насоса. Для пластинчастих насосів подвійної дії, якщо перехідні ділянки виконані за спіраллю Архімеда, геометрична подача теоретично постійна за умови z = 4 с, (22) а якщо перехідні ділянки виконані за кривою постійного прискорення, то за умови z = 4(2 с + 1), (23) де с – будь-яке ціле число.
|