Тиск, що знижується діє на дузі — 270° по окружності, у результаті чого навантаження на шестірню частково врівноважується.
Для визначення повного навантаження на підшипники веденої шестерні можна користуватися формулою:
де ∆p - перепад тиску між камерою нагнітання та камерою усмоктування, Н/м2 (∆p=рн)
b,Dl- ширина й діаметр окружності головок шестерні, м.
Підшипники ведучої менш навантажені, чим підшипники веденої шестірні:
У шестеренних насосах застосовуються підшипники кочення та підшипники ковзання.
Основними особливостями підшипників кочення є можливість придбання їх у готовому вигляді та відносній простоті монтажу. Однак вони мають більші габарити, чим підшипники ковзання, чутливі до монтажних похибок.
Застосовуючи підшипники ковзання, можна зменшити габарити насосу. Крім того, підшипники ковзання, маючи велику вантажопідйомність, можуть застосовуватися в насосах з більш вищим робочим тиском.
У масляних насосах високого тиску широко застосовуються
голчасті підшипники, які мають малі габарити та велику вантажопідйомність.
Використовуючи [4] – с.138, табл. 108 - приймаємо підшипники ковзання типу В32/40х40 ГОСТ 1978-81
1) визначення напруг прогину в небезпечних перерізах з обліком знакозмінюючих навантажень та концентрації напруг;
2) визначення найбільших величин прогину вала при даному розподілі навантаження;
3) обчислення кутів повороту (перекосу) осей валів у підшипниках;
4) визначення напруг крутіння в небезпечному перетині з урахуванням циклічності навантаження тарозрахунком кута закручування.
Величини прогину, що допускають, валів при використанні підшипників кочення не повинні перевищувати 0,01.5...0,025 мм.
Відношення найбільшої стріли прогину fmaxвала шестірні до відстані lміж опорами повинні становити:
fmax/l=(0,00005...0,0001)
Стріла прогину не повинна перевищувати 0,005 мм.
При розрахунку вала по третій теорії міцності наведений момент визначається по формулі
де Mu – допустима напруга, згинання, Н/м;
Мк – обертаючий момент, Нм;
Якщо вал розраховується по потужності, переданої їм, і частоті обертання, то можна скористатися формулою
де 
- допустима напруга на згин, Па.
Згідно з
[1] - ст.
19, табл. 4 – для сталі 38ХНЗМФА 
, тому:
Приймаємо діаметр вихідного кінця вала під напівмуфу 
, а діаметр вала під підшипниками 
.
 |
3.3 Розрахунок товщини стінок, кришок корпуса та запобіжно-переливних клапанів
Такого роду розрахунок виконується в основному для насосів підвищеного та високого тиску. Частіше за все корпус розраховується за формулами розрахунку товстостінних циліндрів. Товщина стінок корпуса і кришок повинна виключати можливість їх деформації під дією сил тиску рідини. Розрахунок товщини стінок корпуса здійснюється виходячи із максимального тиску рідини (тиск, при якому спрацьовує зворотній клапан) та вибраного матеріалу корпуса.
У відповідності до [1] – с.21 – формула для розрахунку товщини стінки корпуса має вигляд:
,
де [σр] – допустиме напруження при розтягуванні, Н/м2;
рі – максимальний тиск рідини, Н/м2;
r1 – радіус внутрішньої поверхні корпуса, м.
Визначимо максимальний тиск рідини:
(Н/м2)
Корпус буде виготовлятися з чавуну, для якого [σ]=800 Н/м2. Тому можна записати наступний вираз:
(м).
Взявши до уваги можливі відхилення в товщині стінок при відливанні корпуса, впливу корозії, зношування, вібраційних навантажень, отриману роз-рахунком товщину стінок, згідно до [1] – с.20 – треба збільшити на 0,2...0,5 см.
Таким чином, виходячи з вище сказаного а також з конструктивних міркувань приймаємо товщину стінки корпуса δ=10 мм.
Згідно до [1] – с.21 – кришки корпусів насосів і запобіжно-переливних клапанів можна розраховувати як круглі пластини, закріплені по контуру і навантажені рівномірно розподіленим навантаженням. Розрахункова формула згідно цього ж першоджерела має вигляд:
,
де r – внутрішній радіус кришки, що дорівнює внутрішньому радіусу корпуса, м.
Проведемо розрахунок за цією формулою:
мм.
Приймаємо δк=10 мм.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.