Для радіально-поршневих машин хід поршня

h = 2 е, (8)

де е – ексцентриситет;

е = 0, 5 kd; (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 умежах 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 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 пластин z = 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, 15 r₁ при z = 8; r₂ ≤ 1, 27 r₁ при z = 12; r₂ ≤ 1, 34 r₁ 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)

3.3. Розрахунок вузла розподілу рідини

В об’ємних гідромашинах використовуються цапфенний, торцьовий, золотниковий, клапанний та клапанно-щільовий розподіли рідини.

Проектуючи вузол цапфенного розподілу, який використовується в радіально-поршневих, і рідше в аксіально-поршневих і пластинчастих гідромашинах, необхідно забезпечити слідуючі вимоги [2, 3]:

1) напруження на згин у цапфі і вигин цапфи не повинні виходити за допустимі межі; вигин цапфи

, (17)

де δ – діаметральний зазор між втулкою ротора і цапфою. Як правило, δ = (0, 41...0, 81)10^-3 D і становить 0, 03...0, 04 мм (D – діаметр цапфи, мм).

2) швидкість ковзання втулки ротора і швидкість течії робочої рідини в отворах цапфи не повинні перевищувати допустимих значень. Для регульованих насосів швидкість ковзання приймають v_c ≤ 4 м/с. У реверсивних гідромашин, які включаються в гідросхему з живильним насосом, середня швидкість рідини в отворах цапфи приймається v_р = 2...5 м/с, причому більші значення беруться для машин більших розмірів. У нереверсивних машин на всмоктуванні v_р = 0, 5...1, 5 м/с, на нагнітанні v_р = 3...7 м/с.

Розміри каналів гідромашин також визначаються за середніми швидкостями v_р протікання в них рідини. За СЭВ РС 3644-72 для напірних гідропроводів рекомендуються залежно від тиску такі швидкості протікання рідини в них (табл. 3.3).

Таблиця 3.3 - Швидкості протікання рідини в напірних гідропроводах

Для ліній зливання рідини v_р ≤ 2 м/с, всмоктування v_р ≤ 1, 2...1, 5 м/с, дренажу v_р ≤ 0, 2 м/с.

3) ротор на розподільній осі повинен знаходитись у виваженому стані, для чого необхідно використовувати гідростатичне розвантаження.

Діаметри цапфи D і напрямляючої D_н (см) можуть бути попередньо визначені за емпіричними залежностями [1]

(18)

де k₁, k₂, k₃ – коефіцієнти, значення яких залежно від тиску наведені в табл. 3.4; q – робочий об’єм, см³/об.

Таблиця 3.4 – Значення коефіцієнтів k1, k2, k3 в залежності від тиску

Відстань між осями отворів у цапфі приймають приблизно 0, 19 D, довжина l і зовнішній діаметр D₃ втулки цапфи визначаються співвідношеннями l ≈ 1, 68 D; D₃ ≈ 1, 4 D.

Площу одного овального вікна втулки вибирають приблизно такою, що дорівнює 0, 47 від площі поршня, а його ширину – 9, 74 від діаметра поршня. Величину позитивного перекриття у вузлі приймають ∆ = 1 мм для машин з см; ∆ =2 мм при ; ∆ =3 мм при .

Для торцьового розподілу рідини, що використовується в аксіально-поршневих, пластинчатих, рідше в радіально-поршневих гідромашинах, рекомендується проводити проектувальні [1] і перевірочні [19] обчислення. Тут на основі дослідних даних [15] повинні виконуватися такі співвідношення:

і (19)

де ∆ Р – різниця між силами, притискуючими блок циліндрів до розподілювача, і віджимаючими; Р_н – рівнодіюча сил, що притискують блок до розподілювача; ∆ М – перекидній момент блока циліндрів відносно площини розподілу; х – координата точки прикладення сили відносно осі блока циліндра.

За тиску нагнітання р_н > 5 МПа у аксіально-поршневих і пластинчатих машин на розподільних вікнах виконуються розвантажувальні канавки, які запобігають виникненню гідравлічного удару і пульсації тиску при з’єднанні робочої камери з порожнинами машини, що віддають і приймають рідину. Розміри канавок обчислюються за [5, 19].

Розрахунок золотникових розподілювачів наведено в [2, 4, 11, 15, 16, 19-23].

Клапанний розподіл використовується, як правило, за тиску рідини понад 25 МПа [4, 21, 24-26].

За клапанно-щільового розподілу рідини відпадає необхідність в усмоктувальному клапані, що знижує втрати на усмоктуванні. Проте в цьому випадку не використовується повний хід поршня [2].

Знаючи розміри витіснювачів, робочих камер і вузла розподілу, приступають до виконання загального вигляду машини, проводячи паралельно необхідні обчислення.

3.4. Розрахунки валів, вибір підшипників

Розрахунки валів та вибір підшипників виконуються за загальною методикою машинобудування [1, 27, 28].

Для аксіально-поршневих машин, що регулюються, розрахунки проводять при γ = γ _max і γ = 0, 65 γ _max. Вибір підшипників кочення здійснюється з умови середньої працездатності:

а) для аксіально-поршневих машин – 5000 год;

б) для радіально-поршневих – 8000 год;

в) для шестеренчастих і пластинчастих – 3000 год.

Далі проводять кінематичні і силові обчислення решти елементів гідромашин. Обчислюють тиск усмоктування, гідростатичне розвантаження поршнів, карданні передачі, зусилля на регулюючому органі насоса або двигуна, контактний тиск і т. ін.

Для пластинчастих машин в разі необхідності визначають зусилля, що притискують пластини, контактний тиск, проводять компенсацію торцьових зазорів та ін.

Для шестеренчастих машин рекомендується проводити розвантаження валів зубчастих коліс від сил тиску рідини, компенсацію торцьових, а за великих подач і радіальних зазорів, розвантаження від замкненого об’єму рідини.

3.5. Розрахунок нерівномірності подачі (моменту обертання)

Нерівномірність подачі для насосів і моменту обертання для гідродвигунів визначаються за методикою, викладеною в [2, 3].

Для пластинчатих насосів одноразової дії за парного числа z пластин коефіцієнт нерівномірності подачі, що характеризує амплітуду коливань подачі, визначається як

б (20)

а за непарного z

б (0, 25+ ē), (21)

де ē – відношення ексцентриситету до радіуса статорного кільця насоса.

Для пластинчастих насосів подвійної дії, якщо перехідні ділянки виконані за спіраллю Архімеда, геометрична подача теоретично постійна за умови

z = 4 с, (22)

а якщо перехідні ділянки виконані за кривою постійного прискорення, то за умови

z = 4(2 с + 1), (23)

де с – будь-яке ціле число.