![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Міністерство освіти і науки україни
- •2. Завдання до курсової роботи
- •3. Методичні вказівки до виконання роботи
- •3.1. Визначення робочого об’єму, моменту обертання і потужності гідромашини
- •3.1.1. Об’ємний насос
- •Таблиця 3.1 – Технічні параметри аксіально-поршневих насосів
- •3.1.2. Об’ємний гідродвигун
- •Робочий об’єм гідродвигуна
- •Потужність на валі гідродвигуна
- •3.2. Обчислення розмірів витіснювачів і робочих камер
- •Для поршневих машин
- •Для радіально-поршневих машин хід поршня
- •3.3. Розрахунок вузла розподілу рідини
- •Таблиця 3.3 - Швидкості протікання рідини в напірних гідропроводах
- •Таблиця 3.4 – Значення коефіцієнтів k1,k2,k3 в залежності від тиску
- •3.4. Розрахунки валів, вибір підшипників
- •3.5. Розрахунок нерівномірності подачі (моменту обертання)
- •Для шестеренчастих насосів з циліндричним евольвентним зачіпленням
- •3.6. Обчислення об’ємних, механічних і гідравлічних витрат гідромашини
- •3.7. Визначення критеріїв і показників роботи гідромашини
- •3.8. Обчислення надійності
- •4. Приклад розрахунку аксіально-поршневого насосу
- •4.1. Завдання до курсової роботи
- •4.2. Конструктивні основи гідромашини
- •4.3. Робочий об’єм, момент та потужність насосу
- •4.4. Розміри витискувачів та робочих камер
- •4.5. Розміри блоку циліндрів
- •4.6. Розрахунок торцьового розподілення рідини і маслопровідних каналів
- •4.6. Розрахунок вала і його опор
- •4.6.1. Розрахунок і вибір підшипника похилого диску
- •4.6.2. Приблизний розрахунок валу і його опор на міцність
- •4.6.3. Наближений розрахунок привідного валу на жорсткість
- •4.7. Розрахунок нерівномірності витрати насосу
- •4.8. Розрахунок об’ємного, механічного і повного ккд
- •4.8.1. Об’ємний ккд
- •4.8.2. Механічний ккд
- •4.8.3. Гідравлічний ккд
- •4.9. Критерії і показники роботи насосу
- •4.10. Обчислення надійності насосу
- •4.11. Характеристики насосу
- •5. Приклад розрахунку пластинчастого гідромотору
- •5.1.Завдання на проект
- •5.2. Конструктивні основи гідромашини
- •5.3. Визначення основних параметрів гідродвигуна
- •5.4. Обчислення розмірів вікон у розподільних дисках
- •5.5. Розрахунок вузла розподільного диску “плаваючого” типу
- •5.5.2. Розрахунок пружини для попереднього притискання “плаваючого” диска
- •5.6. Перевірочний розрахунок привідного валу і його опор
- •5.7. Обчислення об’ємного, механічного, гідравлічного і загального ккд гідродвигуна
- •5.7.1. Обчислення об’ємного ккд
- •5.7.2. Обчислення механічного ккд
- •5.7.3. Гідравлічний і загальний ккд
- •5.8. Характеристики гідромотору
- •Додаток 14
- •Методичні вказівки
3.1.2. Об’ємний гідродвигун
Для гідродвигуна з вихідних даних відомі момент обертання Мд і частота обертання nд, або діапазон частот обертання nд.min…nд.max на валі гідродвигуна, а також тиск рн у напірній гідролінії.
Робочий об’єм гідродвигуна
(5)
де рз - тиск у зливній гідролінії гідродвигуна;
ηд.м - гідромеханічний ККД гідродвигуна.
Одержане значення робочого об’єму округлюють до найближчого з ряду за ГОСТ 13824-80 (дод. 7).
Під час попередніх розрахунків для гідросистем без підживного насосу можна приймати рз = 0,01...0,03 МПа; для систем з підживним насосом рз = 0,3...0,5 МПа. Величиною ηд.м попередньо задаються за існуючими зразками гідродвигунів, які працюють у промисловості. Так, для аксіально-поршневих гідродвигунів значення гідромеханічного ηд.м, об’ємного ηд.о ККД і кількість робочих камер z попередньо можна приймати за табл. 3.2.
Таблиця 3.2 - Технічні параметри аксіально-поршневих гідродвигунів
Мд, Н.м |
10...30 |
30...60 |
60...100 |
100...150 |
Понад 150 |
ηд.м |
0,9 |
0,91 |
0,92 | ||
ηд.о |
0,91 |
0,92 |
0,93 |
0,94 |
0,95 |
z |
5 |
5; 7 |
7; 9 |
9; 11 |
11; 13 |
Для пластинчатих гідродвигунів [6,7] при nд = 1000 об/хв, рн = 5 МПа і qд = 8...200 см3/об відповідно ηд.о = 0,7...0,9; ηд = 0,35...0,68.
Потужність на валі гідродвигуна
. (6)
3.2. Обчислення розмірів витіснювачів і робочих камер
Цей і наступні етапи розрахунків для насосів і гідродвигунів подібної конструкції проводять приблизно однаково. Але для різних типів гідромашин ці обчислення відрізняються.
Вихідною величиною для обчислення є робочий об'єм машини q.
Для поршневих машин
(7)
де d , h, z - відповідно діаметр, хід поршня за один оберт і кількість поршнів гідромашини.
Числом поршнів задаються залежно від типу машини за даними [2,3,7,12÷15] , а також за табл. 3.1 і 3.2. Як правило, z вибирають непарним для зменшення пульсацій подачі насоса або моменту обертання гідродвигуна.
Для радіально-поршневих машин хід поршня
h =2е, (8)
де е – ексцентриситет;
е = 0,5kd; (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 у
межах
25...30° для насосів і
для двигунів, причому для регульованих
гідромашин величину
вибирають за його нижнім значенням.
Співвідношення між ходом h
поршня і діаметром d
циліндра вибирають h
= (І,5...2,0)d
для
насосів і h
= (І,8...2,2)d
для
гідродвигунів. Після цього з формули
(7) знаходять d
і
округлюють його до найближчого меншого
значення з ряду діаметрів за ГОСТ
12447-80 (дод. 8).
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
близько
до
[2,3] .
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
(10)
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]
(11)
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,
(12)
де kb – коефіцієнт ширини пластини, значення якого kb = 0,2...0,55 і збільшується в разі зменшення q; b = kbD.
Довжина
пластини
,
число пластинz
= 7...17. Товщину пластини вибирають з
розрахунку на згин від сил гідростатичного
тиску і реакції напрямляючої з урахуванням
сил тертя.
Для пластинчатих гідромашин з цапфенним розподілом звичайно приймають D = (3 ... 5)b, а максимальний ексцентриситет, мм,
. (13)
Робочий об’єм машини подвійної дії
(14)
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
≤ 1,15r1
при z
= 8; r2
≤ 1,27r1
при z
= 12; r2
≤ 1,34r1
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,
(15)
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,
(16)