Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
т * (25 -г 27) |У мм. (40)
где Qm—теоретическая производительность в л/мин.\ г — число зубьев шестерен; п — число оборотов шестерен в мин.
84
Число зубьев г выбирают в пределах 10—16; число оборотов шестерен насоса п соответствует оборотам вала, от которого насос приводится в движение. Практически числа оборотов насосов находятся в пределах 1000—3000 об/мин.
Определенное по формуле (40) значение модуля округляется до ближайшего модуля по ОСТ 1597.
Размер ширины шестерни окончательно уточняется при расчете: валиков и опор насоса; в случае несоответствия выбранной ширины
задаются другим соотношением и снова определяют модуль; иногда
задаются и другим числом зубьев.
При выборе ширины шестерни следует учитывать следующее:
а) производительность насоса прямо пропорциональна ширине шестерни, поэтому с увеличением ширины шестерни, при тех же торцовых зазорах, объемный к. п. д. насоса возрастает;
б) при увеличении ширины шестерни возрастают нагрузки на опоры валов, что может создать затруднения при конструировании насоса и уменьшить срок его службы;
в) при увеличении ширины шестерни возрастают нагрузки на опоры валов, что может создать затруднения при конструировании насоса и уменьшить срок его службы.
Так как ширина шестерен противоречиво влияет на конструкцию насоса, то ее значение окончательно уточняют после анализа всех основных размерных данных насоса.
При выборе ширины шестерен можно руководствоваться следующими данными:
для низких давлений, до 20 кг!см2
Ь — (6 -г- 10) т;
для высоких давлений, свыше 100 кг!см2
Ь — (3 -г 6) т.
Производительность шестеренчатого насоса с эвольвентным зацеплением может быть рассчитана точно по формуле, разработанной проф. Т. М. Баштой [1],
О» = foSb [т%г + т - -&-) л/мин> (41)
где а — угол зацепления;
/ — длина рабочего участка линии зацепления в мм; b — ширина шестерни в мм; п — число оборотов в мин; т — модуль в мм; г — число зубьев ведущей шестерни,
или по формуле, разработанной Е. М. Юдиным 110],
Qm “ * (в + 1) bn (RI — г* — 0,8825 Km*cos?a0) 10_6 л/мин, (42)
25
где Re — радиус окружностей выступов в мм\ г — радиус начальной окружности в мм; е — коэффициент перекрытия (для одинаковых шестерен).
— 4гг — A sin а
<о
где А — межцентровое расстояние, а—угол зацепления, t0 — основной шаг);
К — коэффициент, зависящий от степени перекрытия, определяемый по формуле К = 1 — е + е2;
®о — Угол профиля основной рейки.
Поскольку коэффициент перекрытия е у зацеплений шестеренчатых насосов больше единицы, что вызывает запирание некоторого объема
масла между зубьями и приводит к снижению производительности насосов, необходимо предусматривать меры для использования запертого объема.
Производительность насосов, определяемая по приведенным выше формулам, будет достигаться в случае использования запираемого между зубьями объема масла.
При коэффициенте перекрытия е > 1 происходит запирание объема масла между зубьями вступающей в зацепление следующей парой зубьев, когда предыдущая пара еще находится в зацеплении. При дальнейшем вращении шестерен этот запертый объем уменьшается. '
Если не принять мер по устранению запирания, то в запертом объеме резко повысится давление и масло через торцовые зазоры будет выжиматься в полость всасывания. Указанное явление вызывает мгновенные повышения нагрузки на опоры валов насоса, шум и нагрев масла.
Для устранения явления запирания на торцах деталей, прилегающих к торцам шестерен, делают канавки, которые сообщают полость нагнетания с запертым объемом между зубьями до того положения шестерен, пока этот объем не станет минимальным. Тогда дальнейшее вращение шестерен уже не может вызвать уменьшение объема запертого масла и повышение его давления.
Объем впадин между зубьями будет минимальным при симметричном расположении зубьев относительно полюса зацепления (фиг. 3). Поэтому разгрузочная канавка со стороны нагнетания должна доходить до точки М.
Фиг. 3, Схема разгрузки запирающегося объема масла.
26
Отрезок MN — расстояние между профилями двух соседних зубьев, т. е. основной шаг шестерни, который может быть определен [6] по формуле
я dd tos оо
ИЛИ
t0 *= * m cos a0.
Так как прямая MN, проходящая через полюс зацепления и точки касания профилей зубьев, есть линия зацепления (фиг. 3), то можно написать <
у = to cos a,
где a — угол зацепления шестерен, или
у — ¦кт cos a0 cos a.
Для угла профиля производящей рейки а0 = 20°
у — 2,95 т cos а. (43)
_/. Угол а для коррегированных шестерен при а = 1 может быть определен по формуле (34).
Размеры канавок для шестерен с числом зуб.ьев от 10 до 17 могут быть приняты по следующим экспериментальным данным [3]:
Ширина канавки е в мм ... . 1,2
Модуль зубьев в мм........ 2 3 4 56 7 8
Глубина канавки и в мм . . . 1,0 1,5 2,5 4 5,5 7,5 10,0
3. Скорость течения жидкости
Скорость течения жидкости определяется величиной ее объема, проходящего через определенное сечение в единицу времени.
Для насосов скорость течения жидкости в линии всасывания может быть определена по формуле
V==W~ м/сек' (44)
