Расчет сил действующих в распределительном узле

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 4Следующая ⇒

Срок службы и герметичность аксиально-поршневой гидромашины во многом зависит от сил, действующих в распределительном узле, ввиду чего правильное определение усилий, действующих на стыке между цилиндровым блоком и распределительным диском, а также гидростатическое уравновешивание этих сил, являются общей проблемой для всех типов этих машин.

Расчет сил действующих в распределительном узле затруднен, поскольку цилиндровый блок находится под сложным воздействием: 1) сил давления жидкости в цилиндрах и стыковом зазоре между поверхностями контакта блока и золотника; 2) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах; 3) боковые составляющие сил давления; 4) центробежные силы поршней; 5) сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью цилиндрового блока.

Из всех указанных основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и в стыковом зазоре, по этому в первом приближении учитывают только эти силы.

Цилиндровый блок находится под действием: а) силы F_пр давления жидкости на донышки цилиндров; б) противодействующих им сил F_отж давления жидкости в рабочем окне и в стыковом зазоре. При этом должно быть обеспечено F_пр> F_отж.

, (2.4.1)

Где: n – минимальное число цилиндров, одновременно соединяющихся с полостью нагнетания, n=5;

S_ц – Площадь сечения цилиндра, S_ц=314мм²;

S_окн – площадь распределительного окна золотника, S_окн=1020 мм²;

S_конт – площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны рабочего окна, S_конт=1385 мм²;

P_н – давление нагнетания;

Р_ср – среднее давление в стыковом зазоре, Р_ср=0, 5× Р_н=0, 5× 40=20 МПа.

Превышение сжимающей силы над раскрывающей не должно вызывать излишних сил трения и износа сопряженных деталей.

Оценку распределителя по этому параметру производят в практике по так называемому коэффициенту поджима m, примем m=15%.

, (2.4.2)

Дополнительное прижатие обеспечим пружиной.

2.5 Расчет вала насоса

Предварительно диаметр вала будем считать из расчета на чистое кручение:

(2.5.1)

где

М – момент на валу насоса. Определяется по формуле:

, (2.5.2)

Н× м,

допускаемые напряжения при изгибе. Определяется приближенно по формуле:

, (2.5.3)

где

σ _Т – предел прочности. Для стали 40Х σ _Т=800 МПа,

K_T – коэффициент прочности, ориентировочно примем 3.

Тогда:

МПа

мм

Подбор подшипников

Так как в зоне нагнетания может находится одновременно 6 поршней, следовательно силы F_A и F_N следует также увеличить в 6 раз.

Н,

Определим реакции в опорах подшипников:

Рисунок 2.6.1 – Силы нагружения

Н,

Для первой опоры выбираю роликовый радиальный подшипник 42313. Для второй роликовый конический 7613А.

При подборе подшипников по динамической грузоподъемности учитывается нагрузка и число ее циклов. Для роликовых подшипников справедливы равенства:

, (2.6.1)

Где L_h – расчетное число часов;

n – частота оборотов мин^-1

, (2.6.2)

где L_na – число циклов, млн. оборотов;

с- динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

Эквивалентную радиальную нагрузку для роликовых подшипников определяем по формуле:

, (2.6.3)

K_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, K_б=1;

К_Т– температурный коэффициент, при t< 105°С К_Т=1;

V=1 – коэффициент вращение кольца;

X; Y- коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие ради альной и осевой нагрузок. Х=0.4, Y=0, 72.

Н,

млн. оборотов.

ч.

Выбор зазоров

Масла обладают хорошей смазывающей способностью в гидродинамических условиях при обеспечении достаточно больших зазоров между трущимися парами более 0, 5 мкм. При повышении нагрузок и уменьшении зазоров наступает переход к граничному трению, характеризующемуся соприкосновению граничных пленок, которые предотвращают контакт чистых металлов и их схватывание.

При уменьшении зазора между блоком цилиндров и поршнем, это приведет к увеличению утечек, то есть к уменьшению объемного КПД.

При повышении точности обработки цилиндра позволяет повысить КПД и обеспечить взаимозаменяемость при сборке поршневой группы.

Технологический диаметр поршня назначают так, чтобы между поршнем и цилиндром обеспечивался гарантированный зазор:

Оптимальным считаю зазор так как в данном сопряжении (плунжер-блок) температурное расширение не оказывает влияние на изменение зазоров.

В сопряжении блок-диск принимаю .

Расчет объемных потерь

Утечки масла в аксиально-поршневых гидромашинах происходят по зазорам между цилиндрами и поршнями и между блоком цилиндров и сферическим распределителем. Эти утечки в зазорах определяются по формуле:

, (2.8.1)