/p>
2) виключити зміна защемленного об'єму рідини при перенесенні між порожнинами зливу і нагнітання;
3) забезпечити рух рідини у вікнах нагнітання зі швидкістю, що не перевищує допустимих значень.
Для забезпечення першого з цих вимог у насосах необхідно, щоб D 1 > 0 і D 2 > 0 (Рис. 5.) p> де D 1 - величина перекриття з боку великого постійного радіуса R статора;
D 2 - величина перекриття з боку малого постійного радіуса r 0 статора.
D 1 і D 2 можуть бути визначені за формулами:
В
Для забезпечення можливості реверсування без зміни розподільних дисків відстані h 1 і h 2 - виконують однаковими.
В
Рис. 5. Геометрія розподільних дисків
Відстань від осі до вікон у розподільних дисках одно:
В
де D = 1,5 мм - величина перекриття.
В
Величина максимальної швидкості нагнітання при надходженні рідини в робочу камеру з двох сторін визначається за формулою:
В
- виконується.
2.11.2 Розрахунок сил притиску до статора розподільного диска плаваючого типу
Конфігурація притискного диска показана на рис 6.
В
Рис. 6. Розподільний диск плаваючого типу
Сила притиску розподільного диска підраховується за формулою:
В
де - площа притиску розподільного диска до статору.
Сила віджиму розподільного диска підраховується за формулою:
В
де - приведена до тиску площа віджиму плаваючого диска.
В В
З причини того, що тиск робочої рідини передається в порожнину за плаваючим диском через систему каналів та спеціальне золотниковое пристрій у цьому диску, де має місце дроселювання потоку рідини, тиск, притискає плаваючий диск, може бути трохи нижче тиску, віджимають цей диск, тому що до ротора робоча рідина подається безпосередньо через розподільні вікна дисків. Тому в конструкціях пластинчастих гідромоторів
- виконується
2.12 Визначення розмірів нагнітального і зливного трубопроводів і каналів.
,
де - площа поперечного перерізу каналу круглого перерізу;
Q - витрата гідромотора;
- швидкість робочої рідини в каналі;
Для гідромоторів швидкість повинна бути прийнята м/с
В В
Нагнітальний і зливної канали приймаємо однакового діаметра, тому що гідромотор реверсивний. Підбираємо отвори з конічною дюймової різьбленням:, для захисту від витоків.
2.13 Вибір підшипників
Вибираємо підшипники кулькові радіальні однорядні № 206 і № 208 (за ГОСТ 8338-75). p> Для підшипника № 206:
, ,-Задані параметри підшипника
В В
Для підшипника № 208:
, ,-Задані параметри підшипника
В В
де: коефіцієнти (за табл. 65, 66, 69. Анурьев том 2.),
діаметр окружності за центрами тіл кочення,
число тіл кочення,
діаметр тіла кочення,
2.14 Вибір розташування центру кочення коромислообразних пружин
Радіус, на якому розташовується центр кочення, повинен вибиратися так, щоб забезпечити ковзання решт пружин по крайках притискаються пластин для зменшення зносу решт пружини.
В
Для зменшення габаритів гідромотора розмір приймаємо дещо менше
В
2.15 Розрахунок пружин для попереднього притиску, плаваючого заднього диска
,
де - сила притиску плаваючого диска при допомоги пружин;
- сила притиску, що розвивається однією пружиною;
n = 3 - кількість пружин.
Виходячи з досвідчених даних ([1] табл. 8), виберемо:. p> Визначимо
Підбираємо пружину 307 по ГОСТ 13767-86 з дроту II
2.16 Розрахунок на міцність корпусних гвинтів
Спрощено гвинти в напружених з'єднаннях розраховують тільки на розтяг, скручування ж враховують збільшенням сили, що розтягує на 25-30%. p> Гвинт з зазором: у цьому випадку затягуванням забезпечують достатню силу тертя між стягнутими деталями для попередження зсуву їх і перекосу гвинта.
В
Де - сила при неконтрольованої затягуванні;
- коефіцієнт тертя;
.
В
Обраний діаметр, отже, гвинти витримають навантаження.
3. Балансовий розрахунок
Частина потужності виробленої гідромотором марно втрачається. Втрати енергії в гідромоторі поділяються: на механічні, об'ємні і гідравлічні. Кожен вид цих втрат оцінюється своїм ККД.
3.1 Визначення механічного ККД, механічні втрати
Механічні втрати - це втрати потужності на подолання сил тертя в рухомих деталях і ланках ОГМ. p> Визначимо і
В
Для визначення спочатку визначимо втрати:
1. рідинного тертя і тертя пластини про розподільні диски...
