3.1.2. Об’ємний гідродвигун

Для гідродвигуна з вихідних даних відомі момент обертання М_д і частота обертання n_д, або діапазон частот обертання n_д.min…n_д.max на валі гідродвигуна, а також тиск р_н у напірній гідролінії.

Робочий об’єм гідродвигуна

(5)

де р_з - тиск у зливній гідролінії гідродвигуна;

η_д.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 р_з = 0,01...0,03 МПа; для систем з підживним насосом р_з = 0,3...0,5 МПа. Величиною η_д.м попередньо задаються за існуючими зразками гідродвигунів, які працюють у промисловості. Так, для аксіально-поршневих гідродвигунів значення гідромеханічного η_д.м, об’ємного η_д.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 n_д  = 1000 об/хв, р_н = 5 МПа і q_д = 8...200 см³/об відповідно η_д.о = 0,7...0,9; η_д = 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 ідля 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 k_е – коефіцієнт, значення якого приймають при q ≤ 200 см³/об k_е = 1,0; при 200 < q ≤ 500 см³/об k_е = 0,8; при 500 < q ≤ 4000 см³/об k_е = 0,6.

Діаметр напрямляючої, мм,

(12)

де k_b – коефіцієнт ширини пластини, значення якого k_b = 0,2...0,55 і збільшується в разі зменшення q; b = k_bD.

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 r_n = 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)