Предварительный расчет гидромашины

2 Предварительный расчет гидромашины

Рабочий объем аксиально-поршневой гидромашины с наклонным диском определяется по выражению:

, (1)

где: z-число поршней;

-диаметр поршня, (см);

D-диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке, (см);

 -угол наклона диска, (град).

Число поршней z выбирается в зависимости от рабочего объема.

Принимаем z=7.

Диаметр D окружности расположения осей цилиндров:

, (2)

Подставив соотношение (2) в формулу (1), получаем зависимость для определения диаметра блока цилиндров для аксиально-поршневой гидромашины с наклонным диском:

, (3)

Выбираю угол , а поправочный коэффициент 0,39.

Таким образом,

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([3],стр.9) принимаю  мм.

 (4)

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю мм.

Наружный диаметр:

, (5);

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю мм.

Толщина стенки между цилиндрами в блоке:

, (6);

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю мм.

Толщина стенки между цилиндром и наружной поверхностью:

, (7);

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю мм.

Рис.3. Геометрические размеры блока цилиндров.

Длина блока цилиндров:

, (8);

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю

мм.

Расход рабочей жидкости через гидромашину:

, (9),

где  - объемная постоянная гидромашины, ();

n – номинальная частота вращения гидромашины, ().

Таким образом,

 .

Размеры питающего окна блока цилиндров, через которые подводится и отводится рабочая жидкость, выбирают исходя из максимальной допустимой скорости потока в питающем окне. Так как по условию задания необходимо спроектировать обратимую гидромашину, допустимую скорость ограничивают 6.

Площадь питающего окна равна:

, (10);

Диаметр питающего окна определяется по формуле:

; (11)

;

Таким образом, в соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) выбираю диаметр питающего окна мм.

Диаметр окружности расположения центров питающих отверстий  совпадает с диаметром D окружности расположения осей цилиндров, =45 мм.

Рис.4. Эскиз блока цилиндров.

Торцовый распределитель аксиально-поршневых гидромашин выполняется, как правило, в виде плоского или сферического диска с двумя полукольцевыми окнами, соединяющими блок с полостями нагнетания и всасывания. В течение одной половины оборота вала каждый цилиндр соединен со всасывающим окном, в течение другой- с нагнетательным. Ширина перемычки между окнами обычно составляет .

В соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69:мм.

Для обеспечения безударного перехода жидкости из полости всасывания в полость нагнетания и наоборот, в узле распределения выполняю дроссельные канавки, длина которых определяется углом , ширина –1…2 мм. Принимаю .

Для расчета размеров торцового распределителя необходимо решить систему уравнений:

; (12)

где - коэффициент, показывающий соотношение отжимающей и прижимающей силы;

- размеры торцевого распределителя.

Для определения размера  воспользуемся дополнительными условиями:

 (13)

 (14)

 (15)

Таким образом,

;.

Подставив выражения (13-14) в первое уравнение системы (12) и преобразовав, получаем биквадратное уравнение относительно .

 (16)

Отсюда, , а .

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значения  мм., мм.,мм. и мм.

Выполняем проверку коэффициента

 (17)

Рис.5. Торцовый распределитель.

После завершения расчета торцового распределителя приступим к проектированию гидростатического подпятника. В аксиально-поршневых гидромашинах используются как плоские гидростатические подпятники, так и гидравлическая разгрузка сферических опор.

Рис.6. Поршни двух видов с гидростатической разгрузкой:

1-шатунного типа; 2-плунжерного типа.

В поршнях шатунного типа для подвода жидкости выполнены радиальные сверления в поршне и осевое сверление в штоке, в некоторых конструкциях осевое сверление выполняют и в штоке, и в поршне. Специфика устройства сферических опор с гидростатической разгрузкой требует учета величины дросселирования потока при подаче жидкости через радиальное сверление, располагаемое на каком-то удалении от донышка поршня. Во всем остальном, расчеты плоской и сферической гидростатической опоры не отличаются между собой.

В данном курсовом проекте будет рассчитываться плоский гидростатический поршневой подпятник (рис.6). Такая конструкция поршней применяется в гидромашинах бескорданного типа. Опорную поверхность подпятника можно выполнить двояко: с опорными поясками за пределами уплотнительных поясков, или без опорных поясков. Размеры опорных поясков назначаются из конструктивных соображений, преследуя в основном цель обеспечения устойчивости против опрокидывания. Это условие записывается в виде выражения:

 (18)

где коэффициент превышения сил, прижимающих поршень над отжимающими силами. Из практики проектирования, отношение . Из соотношения (18) получаем выражение для определения :

 (19)

Зададимся  и  

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значения мм., мм.

Рис.7. Эскиз плоского поршневого подпятника.

Для определения размеров вала гидромашины, рассчитаем мощность на валу гидромашины:

 (20)

где Pmax – максимальное давление, (Па);

N- мощность, (Вт).

.

Определим крутящий момент на валу гидромашины:

 (21)

где T- крутящий момент, ()

Минимальный необходимый выходной диаметр вала находим из условия прочности вала на кручение:

 (22)

где =20…35 МПа – допускаемое напряжение на кручение.

После этого, исходя из приведенного аналога, проектируем вал.

Таким образом, выходной диаметр вала принимаю .В соответствии с СТ СЭВ 189-75 ([2],стр.300) выбираем шпонку .

Диаметр вала под подшипники:. Между подшипниками вал имеет диаметр .

Диаметр вала в месте установки ротора конструктивно принимаем .

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные 46306 ([2],стр.313).

Для корпуса в качестве материала выбираем серый чугун, так как он дешевле, по сравнению с другими материалами и имеет хорошие литейные свойства.

Минимальная толщина стенки корпуса рассчитываем по формуле Ляме:

 (23),

где d – внутренний диаметр корпуса, (мм);

[] – допускаемое максимальное напряжение для материала корпуса, (МПа).

[σ]=25 МПа – допускаемое максимальное напряжение для серого чугуна.

P=1МПа.

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значение мм.

Минимальная необходимая толщина плоской корпусной крышки определяется по формуле:

 (24)

В соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значение  мм.