Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Производительность в л/мин
Способ определения производительности Типы насосов
ШС-8 | Ш-25 Ш-70 | ( Ш-125
Расчетный по формуле (31) Фактическое измерение при заводских испытаниях (при Р=*0) . . 9,85 9,9 32.0 32.0 83,2 84,8 133,2 134,0
При изготовлении шестеренчатых насосов с наружным зацеплением по технологическим условиям целесообразно, чтобы шестерни имели одинаковые размеры.
В этом случае междуцентровое расстояние шестерен
А» — d.
Для некорригированного зацепления
d = dd — mz,
где dd — диаметр делительной окружности в мм; т — модуль в мм; z — число' зубьев шестерни.
Так как обычно высотный коэффициент принимается равным единице (/о = 1), то
De = mz + 2т = т (z + 2), (32)
подставляя значения d и De в формулу (31), получим
Qm = 2irm?zbn 10~б л/мин. (33)
Из этой формулы видно, что производительность шестеренчатого насоса растет прямо пропорционально квадрату модуля. При одинаковых размерах шестерен насос, имеющий больший модуль и меньшее число зубьев шестерен, будет Д&вать большую производительность, а следовательно, будет более компактным, чем насос с меньшим модулем и большим количеством зубьев шестерен.
22
При уменьшении числа зубьев шестерен уменьшается коэффициент перекрытия зубьев, что двояко влияет на работу насоса. При коэффициенте перекрытия больше единицы происходит запирание масла во впадинах зубьев,: так как предыдущая пара зубьев еще остается в зацеплении, в то время как последующая пара вступает в зацепление и запирает объем масла между зубьями.
Запертое масло вытесняется через зазоры под большим давлением, что вредно отражается на работе насоса, так как приводит к излишнему нагреву масла, затрате большей мощности и дополнительной нагрузке на подшипники.
С другой стороны, уменьшение коэффициента перекрытия отрицательно сказывается на плавность работы шестерен и подачу масла, что приводит к большему износу зубьев.
Поэтому при конструировании шестерен насосов всегда принимают коэффициент перекрытия больше единицы (1,1—1,2), а число зубьев равным 10—18. Наиболее употребительными являются числа зубьев 10—12.
Так как для некоррегированных зубчатых колес эвольвентного профиля с углом зацепления 20° и коэффициентом высоты зуба /0 =1 минимальное число зубьев, при котором не происходит подрезывание профиля, равно 17, а в насосах целесообразно применять меньшие числа зубьев, то, как правило, шестерни насосов выполняются кор ригированными.
Поскольку для прямозубых передач применение угловой коррекции наиболее целесообразно ввиду одновременного увеличения прочности зубьев шестерни и колеса при коэффициенте смещения ?i и С2 более нуля, а также ввиду возможности нарезать зубья стандартными инструментами при любом межцентровом расстоянии, то для шестерен насосов применяется угловая коррекция..
При угловой коррекции угол зацепления шестерен изменяется по отношению к углу профиля производящей рейки и может быть определен по соответствующим таблицам или формулам.
При коэффициенте межцентрового расстояния а — 1, что применяется для зацеплений шестеренчатых насосов, угол зацепления может быть определен [10] по формулам
а = arc cos _i_ cos а0 (34)
г+ 1
и при а0 = 20°
а = arc cos 0,9397 , (35)
где а — угол зацепления шестерен;
«о — угол профиля производящей рейки.
Как было указано выше, для обеих шестерен смещения исходного профиля принимаются одинаковыми ^ > 0; при этом необхо-
димо учитывать, что увеличение смещения вызывает увеличение радиусов кривизны профиля и одновременно уменьшение ширины зуба по окружности выступов Se .
Уменьшение ширины Se может ухудшить уплотнение зазора между отверстиями корпуса насоса и поверхностями по окружности выступов зубьев, поэтому желательно иметь величину размера Se в пределах (0,25—0,4) т.
Размер Se может быть определен [10J по формуле
Se —De^Y+ inva — invfej мм, (36)
где <р — центральный угол дуги зуба по начальной окружности в
радианах;
inva = tga — a;
г cos а0 Те = arc COS г + 3" .
При угловой коррекции межцентровое расстояние шестерен определяется по формуле
А — Aq -f- atti, (37)
где а — коэффициент отклонения междуцентрового расстояния.
Для получения чисел, выражающих расстояния между центрами и размеров, наружных диаметров шестерен, целыми числами или целыми числами с дробями, кратными модулю, целесообразно принять коэффициент отклонения междуцентрового расстояния а = 1, тогда
А = А0 + т
или
А = т (z + 1). (38)
Диаметр окружности выступов шестерен при принятых условиях коррекции будет
D, — т (г -}- 1) + 2т = т (z -|- 3). (39)
Из формул (38) и (39) следует, что при принятом способе коррекции (при значении а = 1) расстояние между центрами шестерен и диаметр окружности выступов определяются, как и для корригированных шестерен, но с числом зубьев на единицу большим принятого.
Поэтому при пользовании формулой (33) для определения производительности насоса с шестернями с вышеуказанной коррекцией необходимо принимать в расчет число зубьев, равное 2 + 1.
Для предварительных расчетов величина модуля может быть определена из формулы (33) как функция от теоретической производительности, числа зубьев шестерен и скорости их вращения. Если принять ширину шестерен b — (8—\0)т, что обычно имеет место на практике, то
