Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Поэтому необходимо рассчитывать величину удельного давления на торцы и при его больших значений фиксировать шестерню в осевом направлении и устанавливать упорные подшипники. Это услож-
няет конструкцию насоса, так как повышаются требования к изготовлению деталей.
Применение спиральных шестерен в насосах с гидравлической компенсацией торцовых зазоров вызывает повышение удельного давления на торцы подшипников втулок.
Указанные обстоятельства ограничивают применение шестерен со спиральными зубьями в насосах.
Для изготовления шестерен насосов, работающих при небольших давлениях (до 5—6 кг/см2), в большинстве случаев применяют сталь без термической обработки или твердый чугун марки СЧ 21-40 до СЧ 28-48.
Шестерни насрсов, изготовленные из стали марки 45 с термообработкой до твердости HRC 32—33, заменой шлифования зубьев чистовым долблением, показали невысокую долговечность при работе на металлорежущих станках на давлениях до 15 кг!см2 и окружных скоростях 3—4 м/сек.
Для обеспечения долговечности работы не менее 5000 н при полной нагрузке насоса шестерни необходимо изготовлять из стали с закалкой до твердости HRC 50—60.
Материалом для изготовления шестерен могут служить стали марок 45 или 40Х с закалкой токами высокой частоты, или цементуемые стали марок 20Х и 18Х ГТ с закалкой до указанной твердости, или другие аналогичные марки сталей.
Шестерни небольших размеров могут быть изготовлены заодно с валиками. .
Для обеспечения уплотнения, по торцам шестерен необходимо, чтобы между окружностью впадин зубьев и валиком оставалась перемычка не менее 5 мм.
При относительно большой разнице в диаметрах шестерен и валиков шестерни выполняются отдельно и соединяются с валиками при помощи шпоночного и реже шлицевого соединения.
Для обеспечения надежной работы шпоночного соединения сопряжение валика с шестерней по диаметру отверстия и вала выполняется по посгдхе, обеспечивающей небольшой натяг (0,005—0,01 мм); наличие зазора приводит к быстрому разбалтыванию и выходу из строя цшоночного соединения.
Ведомая шестерня обычно не имеет шпоночного соединения с валиком, так как для преодоления момента трения в опорах достаточно иметь небольшой натяг между отверстием шестерни и валиком.
Зубья шестерен насосов обычно оказываются достаточно прочными для сопротивления действующим на них усилиям, так как относительно крупная величина модуля обуславливается стремлением получить в меньших габаритах нагнетающих деталей большую производительность.
Так как размеры шестерен определяются из условий расчета производительности насоса, то прочностные расчеты выполняются как поверочные. Расчеты производятся на проверку контактных и из-гибных напряжений.
47
Коэффициент контактных напряжений С определяется [6] по формуле
с = 2ЛУ< (I ± lj_ (69)
где Мг — передаваемый крутящий момент в кг. см;
К — коэффициент нагрузки, определяемый по формуле КНР Ка ; i — передаточное число; da — диаметр делительной окружности в см;
1А
$
f,2
и
0,2 0,4 0,6 0,3 1,0 1,2 1# 1,6 1,8
?«
Фиг. 10. График для определения величины внр в зависимости от
В — ширина шестерни в см;
Ьк — коэффициент, зависящий от угла конуса зубьев (для прямозубых передач = 1); е* — коэффициент, зависящий от угла зацепления (для некор-регированных передач <?к = 1; для коррегированных
<?к
_ ‘8а \ tgaо / '
Для шестеренчатых насосов с наружным зацеплением, у которых передаточное отношение равно единице и зубья прямые, формула (69) примет вид
ШХК
Ск =
Щ*к
(70)
В расчет принимается максимальный крутящий момент.
Для нахождения величины коэффициента К необходимо определить значение Кнр и Кд-
Значение Кнр (коэффициент неравномерности работы) определяется по. формуле
1 +(9„Р-1)/С„. (71)
Величина 9„р (коэффициент неравномерности нагрузки по ширине шестерни) определяется из графика (фиг 10) [61 и зависит от отношения ширины шестерни к диаметру делительной окружности
4,-тг. (72)
48
Величина Кп (коэффициент прирабатываемости зацепления) определяется из графиков (фиг. И) [6] в зависимости от окружной скорости шестерен в м/сек и твердости рабочих поверхностей зубьев шестерен.
Если нагрузка мало меняется по величине, необходимо пользоваться графиком а \ если нагрузка резко изменяется (колебания давления в гидросистеме), то необходимо пользоваться графиком б.
кшса нв
I
ъ
съ
*о <N gi с>
О} '’О С\1
§ § % 45 ^ >г
О 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 Окружная скорость V 6 м/сек (или Vcp)
а
ктса ИВ
% Ч
<о Q «Ч сч
и Ч- н- ТГТГ
L-L и т
V /-J- 1 г f
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 Окружная скорость V 6 м/сек (или Vcp) б
Фиг. 11. График для определения величины коэффициента Кп в зависимости от твердости зубьев Значения К берутся по графику а, если насос работает без резких изменений нагрузки. Если нагрузка резко изменяется по величине и эти изменения часто повторяются, то значения берутся по графику б
Значение коэффициента Ко (коэффициент динамичности) для прямых зубьев, при твердости рабочих поверхностей НВ?350 [61,
определяется по формуле
/0 = 1+/7; (73)
а для непрямых зубьев
