Нагрузка подшипников. Усилия давления жидкости в шестеренных гидромашинах. Расчет основных размеров шестеренных гидромашин

целесообразна в агрегатах, используемых в качестве гидромоторов.

21.3. Расчет основных размеров шестеренных гидромашин

Для предварительного выбора модуля зацепления т при окружной скорости шестерни  м/с и отношения  (где  – ширина шестерни), в пределах 6 – 10 часто пользуются эмпирическим выражением:

 мм, где     – расчетная подача насоса, л/мин.

Для уменьшения габаритов насоса число зубьев желательно выбирать при всех прочих равных условиях возможно меньшим, а модуль – большим. На рис. 5.9. приведено сравнение размеров насосов одной и той же производительности при различных числах зубьев и модулях (18; 12 и 7). Но при снижении числа зубьев снижается их прочность из-за подрезания ножек и увеличивается неравномерность подачи насоса. Для устранения подрезания ножек зубьев увеличивают угол зацепления.

Рис. 5.9. – Сравнительные габариты шестеренных насосов равной подачи при различных числах зубьев

Современные шестеренные насосы изготавливаются  с числом зубьев 6…30. Шестерни с большим числом зубьев применяются в насосах низкого и среднего давления.

Для уменьшения мертвого объема (объем жидкости, переносимый из полости нагнетания в полость всасывания) радиальный зазор между вершиной одной шестерни и донышком впадины между зубьями другой уменьшают до 0,05 модуля.

Ширина шестерни (длина зуба) обычно не превышает десяти модулей и определяется по формуле:

, где     – коэффициент ширины шестерни:

Т.к. ошибки изготовления по ширине зуба могут вызвать значительные утечки жидкости и снижение объемного КПД за счет междузубовых перетечек, целесообразно применять (в особенности при высоких требованиях к герметичности) шестерни небольшой ширины (в некоторых миниатюрных насосах доводится до 1,5 – 5 мм). При таких шестернях деформации в зоне контакта зубьев, обусловленные высокими удельными нагрузками, способствуют обеспечению герметичности по линии зацепления зубьев.

Напряжение в стенках корпуса рассчитывается по формуле:

, где    k – отношение предела текучести (предел прочности для чугуна) при растяжении к пределу текучести при сжатии;

R – наружный радиус корпуса;

 – радиус окружности вершин зубьев шестерни.

Допускаемое напряжение для чугуна 60 МПа, для стального литья 110 МПа, для алюминиевого литья 40 МПа.

Шестерни изготавливают из легированных сталей, упрочненных химико-термической обработкой (цементацией, цианированием, азотированием). Твердость верхнего слоя металла после закалки составляет HRC 60 – 62. Корпусные детали изготовляют в основном из алюминиевых сплавов. Для изготовления подшипников скольжения чаще всего используют сплавы бронзы с никелем.

Для уменьшения утечек и повышения общего КПД насосы изготавливаются с гарантированными малыми торцовыми и радиальными зазорами. В современных насосах для работы при давления более 10 МПа применяют систему автоматической компенсации торцовых зазоров.

21.4. Крутящий момент на валу шестеренной гидромашины

Из схемы замкнутой рабочей камеры шестеренной гидромашины (рис. 5.10) видно, что давление р₁ жидкости в камере к, равное давлению на входе гидромотора, действуя на поверхности зубьев шестерен, образующих эту камеру (до точки а зацепления), развивает крутящий момент.

Рис. 5.10. – Схема  рабочей камеры шестеренного гидромотора

Следовательно, теоретический момент на валу ведущей шестерни слагается из суммы собственного момента М₁ этой шестерни и момента М₂ ведомой шестерни, который передается на ведущую шестерню с помощью зацепляющихся зубьев.

Расчетное значение среднего крутящего момента получим, подставив в формулу для приведенного теоретического момента на валу насоса  величину расхода:

, или , где    m и b – модуль зацепления и ширина шестерен;

z и d_н – число зубьев ведущей шестерни и диаметр начальной