Материал: Шестерённый насос с опорами качения

 - полярный момент сопротивления опасного сечения вала м3

 - напряжение кручения в опасном сечении в Н

 - коэффициент запаса прочности

 - диаметр делительной окружности шлицевого соединения в мм

 - наружный диаметр шлицев в мм

 - внутренний диаметр шлицев в мм

 - рабочая длина шлицев в мм

 - число шлицев

 - окружное усилие, передаваемое валом в Н

 - напряжение смятия на поверхности шлицев в МПа

1.Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Расчет идеальной  и подачи Q насоса [1]:

; (1.1)

   (1.2)

Предварительный выбор модуля зацепления m (табл. 1) [1]:

 (1.3)

и округление до стандартного значения m=4 мм

Выбор ширины зуба шестерни b: ;

Проверка правильности выбора модуля по номограмме подачи (для насосов, используемых в авиационной промышленности) осуществляется просмотром таблицы, содержащей значения подачи за 1 оборот на 1 мм ширины зуба шестерни в зависимости от модуля и числа зубьев z [1].Т.к.  выражена в «л», а  в «см3», то при определении  делим  на , т.е. в данном случае на 1:

 (1.4)

где  - идеальная подача за один оборот на 1 мм ширины зуба.

По номограмме I [1] находим, что требуемая производительность насоса при заданных оборотах и принятой ширине может быть получена при коррегированном зубе при модуле m=4мм и числе зубьев z=12

Пересчет ширины зубьев по формуле:

Конструктивно принимаем b=20 мм.

Пересчитаем ошибку:  и она не превышает допустимую.

Определение геометрических параметров зацепления шестерен по ГОСТ 16532 - 70;

Диаметр начальной окружности dw=15·m=15·4= 60 мм

Теоретическое расстояние между центрами  мм

Действительное расстояние между центрами мм

Диаметр окружности вершин

Диаметр окружности впадин  

Диаметр основной окружности

Основной шаг

Профильное смещение инструмента

Толщина зуба по начальной окружности

Высота зуба  

Максимальный боковой зазор  

Расстояние от оси до начала разгрузочной канавки

Глубина разгрузочной канавки

Глубина

Угол зацепления шестерен 29050’.

Теоретическое расстояние между центрами:

Действительное расстояние между центрами:

Диаметр начальной окружности:

Диаметр окружности вершин:

:

:

Степень перекрытия E = 1,1 мм

Проверка отношения , где  - диаметр начальной окружности:

для подшипников качения  = 0,5 ÷ 0,6;

=0,38

Условие выполняется.

Проверка коэффициента перекрытия:

Проверка по подаче при найденных геометрических параметрах [1]:

где  - удельная подача для случая неиспользования защемленного объема;

 - удельная подача для случая полного использования защемленного объема:

Проверка дает положительный результат т.к.:

2. Расчет стенки корпуса насоса

Напряжение в стенке корпуса [2]

Принимаем в качестве материала корпуса чугун, для него допустимое напряжение составляет .

 - радиус вершин шестерни;- внешний радиус стенки корпуса:

где  - толщина стенки корпуса.

Сравним с допустимым напряжением для материала корпуса .

Принимаем в качестве материала корпуса чугун =60 МПа.

Получим < , условие выполняется.

3. Определение опорных реакций шестерен

расстояние , от центра ведомой шестерни до выбранной точки зацепления [1]:

Угол , между  и осью X, [1]

Угол , соответствующий крайней точке эвольвенты [1]:

По приложению 3 [1] определяем значение эвольвентной функции

Определяем угол , между линией центров и радиусом, проведенным к кромке выходного окна:

Угол  от вершины зуба, проходящего через точку зацепления, до кромки выходного окна.

Целое число частного от деления угла  на угловой шаг:

Радиус входного и выходного отверстий (в месте соединения со всасывающей и напорной магистралью) [1]:

Радиус входного отверстия (в месте соединения со всасывающей магистралью):

Радиус выходного отверстия (в месте соединения с напорной магистралью):

где  - допустимая скорость течения рабочей жидкости:

во всасывающей магистрали  = 1 ÷ 2 м/с;

в напорной магистрали  = 7 ÷ 8 м/с.

Угол , расположенный от начала переходной зоны до линии всасывания [13]:

где  - радиус начальной окружности шестерни.

Угол , на который распространяется переходная зона от нагнетания к всасыванию [1]

где

Угол  разбиваем на две части, разделенные осью X, и находим каждую из них [1]:

Проекции на оси X и Y гидравлических сил, действующих со стороны нагнетания, находим как проекции сил, действующих на KF2, или как сумму проекций сил, действующих на O2K и O2F2 [1]:

Проекции на оси X и Y гидравлических сил, действующих в переходной зоне от нагнетания к всасыванию [1]:

Крутящий момент , передаваемый ведомой шестерней [1]:

где  = 0,85.

Минимальное значение диаметров валов:

Принимаем диаметр вала Dв = 55 мм

Нормальное давление  на зуб [1]:

Проекции равнодействующей силы на оси X и Y [12]:

Где  и  - проекции на оси  и сил нормального давления

Определим равнодействующую этих сил [13]:

Опорные реакции ведомой шестерни  [1]:

4. Расчет подшипников

Расчет подшипников качения проводится по методике, представленной в [2].

В шестеренных машинах возможен вариант использования подшипников без внешнего и внутреннего колец. В этом случае внутренним кольцом является вал-шестерня, а наружным - элемент корпуса.

Из сортамента коротких цилиндрических роликов, поставляемых в виде свободных деталей ГОСТ 6870-81 выбираем ролик dр=4мм, bр=12мм [3]

Коэффициент работоспособности подшипника :

Долговечность подшипника :