Проектирование объёмной гидромашины (стр. 3 из 5)
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.3 Проверочный расчёт
Расчет долговечности подшипников качения
Приводной вал может быть представлен следующей расчетной схемой.
Рис. 8. Схема для расчета вала
На схеме приняты следующие обозначения: h = 40 мм - расстояние между подшипниками А (№ 46306) и В (№ 46306);
с = 100 мм - расстояние от подшипника В до силы Р
Согласно [2, с.172]:
где
площадь поршня.Определяем реакции А, В :
; 
; 
; 
; 
Определение долговечности подшипников
В соответствии с [3, с.393] расчетный срок службы подшипника качения в часах определяется по формуле:
,где С - каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н;
α - степенной показатель: α = 3 - для шарикоподшипников, α = 3,3 - для роликоподшипников;
- эквивалентная нагрузка подшипника в Н, для определения которой принимаем:Y= 0 и X = 1, в соответствии с [3, с.395 - 397];V= 1, т.к. относительно вектора нагрузки вращается внутреннее кольцо;
Fa = 0, т.к. осевая нагрузка отсутствует;
kб = 1 - коэффициент безопасности для спокойной без толчков нагрузки; kТ = 1, для температуры до 100°С;
Fr - радиальная нагрузка, определенная выше (А, В,).
Таким образом, и для шарикоподшипника и для роликоподшипников гидромашины:
Р = Fr .
После подстановки значений n ,α и Fr получим выражение для определения срока службы:
шарикоподшипника
;роликоподшипников
Подставляя в формулу для шарикоподшипника №46306 табличное значение С и рассчитанное выше значение Рr, определим его срок службы:
.Аналогично для роликоподшипника № 42306 :
.Определение усилия пружин, обеспечивающего прижим подпятников к опорному диску
Расчеты производятся по методике изложенной в [2, с.165-172 ].
Усилие пружин определяется по выражению:
Pпр=∑Pi max +∑P1 +∑P2+∑P3+∑P4 ,
где ∑Pi max - максимальная суммарная сила инерции, действующая на плунжера, соединенные с подпятниками;
∑P1 - усилие пружины подпятников, предотвращающее поворот их под действием центробежной силы инерции;
∑P2 - усилие, необходимое для перемещения плунжеров при ходе всасывания, создающееся вследствие разряжения под плунжерами;
∑P3 - усилие, создающее уплотнение между торцом подпятника и плоскостью опорного диска;
∑P4 - усилие, обусловленное трением плунжеров.
Определение силы Pi max
Расчет производится по [2, ф. 2.162]:
∑Pi max =ξ·ω2·mn·r·tgb
где ξ= 3,17 - коэффициент для z= 7 шт. плунжеров; ξ= 2,88 - коэффициент для z= 9 шт. плунжеров; ξ= 2,53 - коэффициент для z= 11 шт. плунжеров;
-частота вращения ротора;mn » 0,1…0,4 кг. масса плунжера с подпятником, принято mn=0,32 кг;
r = 0,048 м - радиус расположения плунжеров в роторе.
Подставляя значения входящих величин в формулу, получим:
∑Pi max=2,88·1572·0,32·0,0225·tg18º=166 Н.
Определение усилия Р1
Расчет производится по [2, ф. 2.165]:
,где m0 » 0,02…0,07 кг - масса подпятника, принято m0 = 0,054 кг;
e = 10,82 мм расстояние от центра тяжести подпятника до центра сферической головки плунжера.
Подставляя значения в формулу, получим выражения силы ∑P1:
Н.Определение усилия ∑P2
Расчет производится по [2, ф. 2.166]:
,где Pв = 0,05 МПа - допустимое разрежение в поршневой камере;
F = 2,0 × 10-4 м2 - площадь сечения плунжера.
Подставляя значения в формулу, получим:
Н.Определение усилия ∑P3
Расчет производится по [2, ф. 2.168]:
,где F1 - площадь кольцевых поверхностей подпятника за вычетом площади дренажных пазов;
σв = 0,1 МПа - удельное давление на поверхностях скольжения, необходимое для создания достаточного уплотнения, препятствующего засасыванию воздуха через стык между ними.
После вычислений:
Н.Определение усилия ∑P4
Расчет производится по [2, ф. 2.170]:
,где μ=0,05 – коэффициент трения;
. 
Таким образом, минимальное усилие пружин по [2, ф. 2.159] равно:
Pпр=∑Pi max +∑P1 +∑P2+∑P3+∑P4 .
Подставив ранее полученные значения, получим:
К этой величине следует прибавить согласно [2, ф. 2.171] запас:
.Подставив ранее полученные значения, получим:
Тогда полное требуемое усилие пружин составит :
Расчет вала ротора
Определение запаса прочности
Вал ротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.
Рис.9. Расчет вала ротора
Крутящий момент, передаваемый валом:
где N – мощность, потребляемая насосом.
Изгибающий момент в опасном сечении:
Расчетное сечение вала представляет собой шлицевое сечение с наружным диаметром Дн=2,2 см и внутренним Дв=1,8 см, для которого определяем моменты сопротивления.
Осевой:
Полярный:
Определяем напряжения в расчетном сечении от изгиба:
Определяем напряжения в расчетном сечении от кручения:
Механические свойства стали 40X (закалка с нагревом ТВЧ) из которой изготавливается вал, имеет следующие справочные данные:
предел прочности σв = 850 МПа;
предел текучести σт = 700 МПа;
предел выносливости при изгибе σ-1 = 560 МПа.
Тогда согласно [5, с.107] определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.По касательным напряжениям расчет производится по [4, с.219]:
,где τТ - предел текучести вала по касательным напряжениям. Согласно энергетической теории прочности, наиболее верной для пластичных материалов:
.Запас прочности по статической несущей способности для пластичного материала определяется [5, с.219]:
,где nДОП = 2,2 - допускаемая величина запаса прочности.
Определение прогиба вала ротора
Определение прогиба вала ротора в сечение k (см. рис.8):
.