того, на рабочем чертеже должны быть указаны: число зубьев, модуль (для винтовых зубьев нормальный /л„ и торцовый модули), угол профиля исходного контура, угол наклона винтовых зубьев, коэффициент коррекции и размеры для проверки толщины зуба путем измерения по постоянной хорде, или по общей нормали, в зависимости от принятого на заводе метода контроля. На рабочем чертеже указываются также допустимые величины отклонений от правильности геометрических форм и взаимного расположения поверхностей шестерен. Эксцентричность расположения начальной окружности и окружности головок не должна быть выше 0,02-0,03 мм. Допустимая разность ширин роторов (непараллельность торцов) не должна превышать 0,005-0,01 мм. Неперпендикулярность торцовых поверхностей к осям роторов должна быть в пределах 0,01-0,02 мм на расстоянии в радиальном направлении, равном 50 мм. Конусность и овальность роторов по наружному диаметру
f , • J Таблица 3
Формулы для расчета параметров прямозубого зацепления
Параметры
Формулы для расчета величины параметра
Межцентровое расстояние
Угол зацепления
Ск = arccos
= arccos
{Ac„s„.) =
z+21
cos co
Диаметр окружности головок
De = {z + 2 + 2l)m
Угол давления в точке профиля на окружности головок
ае = arccos cos
Толщина зуба по окружности головок
Se = De (- + -y-tg ао + inv оо - inv а
Толщина зуба по делительной окружности
Высота головки до хорды делительной окружности
De - mz cos (~ + -у- tg
Толщина.зуба по постоянной хорде
Sn.x = m(~ cos со + gsin 2ао
Высота головки зуба по постоянной окружности выступов
hn.x = h - m sin 2ао + I sin а
Длина общей нормали
L= т cos ctd [я (rt-0,5) + 2g tg ао4- inv a],
где rt - число охватываемых при измерении зубьев
не должна быть более 0,01 мм, В большинстве случаев техническими условиями предусматривается получение острой кромки между цилиндрической поверхностью головок и торцами шестерен, во избежание появления дополнительного пути утечек жидкости. Однако, как сказано ранее, имеют место отступления от этого правила (фиг. 37). Отклонение от соосности поверхности посадочного отверстия и наружного диаметра зубчатого венца не должно превышать 0,015-0,02 мм.
При изготовлении роторов заодно целое с валами на рабочем чертеже должна быть обозначена допустимая соосность опорных шеек с наружным диаметром зубчатого венца, которая не должна превышать 0,01-0,015 мм. На чертеже ведущего ротора вала указывается также отклонение от соосности опорных шеек и поверхности приводного конца вала. Допустимое отклонение не должно превышать 0,015-0,02 мм.
Расчетные зависимости, необходимые при конструировании j и контроле прямозубых роторов с корригированным профилем, помещены в табл. 3.
Указания по расчету на прочность
Для насосов с рабочим давлением, не превышающим 40-50 кГ/см, рассмотренные и установленные ранее значения модуля удовлетворяют прочностным требованиям с достаточным запасом. (Величина модуля установлена, исходя из заданной производительности и минимальных габаритов насосов.) При конструировании насосов для j давлений, превышающих 50 кГ/см, рекомендуется производить проверку соответствия принятых значений параметров зацепления условиям работы насоса. Расчет рабочих поверхностей зубьев на долговечность по контактным напряжениям и расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба следует производить по методу А. И. Петрусевича, подробно изложенному в Энциклопедическом справочнике «Машиностроение» (т. 2) и «Справочнике машиностроителя» (т. 4). При определении напряжений изгиба наиболее неблагоприятным следует считать момент выхода из зацепления зуба ведущего ротора. Расчетное окружное усилие определяется в этом случае по формуле
tsae- (tg а«--У
р вд (наиб)
Ом 03 (наиб1 2 103 }/l + (tg а,-)
Потери на трение в зацеплении
При расчете потерь мощности необходимо учитывать потери на трение в зацеплении. Методика расчета подобных потерь подробно разработана проф. Л Н. Решетовым. Потери мощности на трение в зацеплении слагаются из постоянных потерь при отсутствии нагрузки и переменных потерь, пропорциональных нагрузке. 90
Постоянные потери вызываются наличием динамической нагрузки, обусловленной неточностью изготовления зубчатых пар и начальным трением в зацеплении. Переменные потери пропорциональны коэффициенту трения в зацеплении, модулю и окружному усилию.
Момент трения на валу насоса (без трения в подшипниках и в уплотнении) определяется по формуле
Mms = T,, + f,Kp, (96)
где - сила трения при отсутствии нагрузки (Г = C61/u(x); С - коэффициент, определяющий степень смазываемости
зубьев (для шестеренных насосов С = 10); и - окружная скорость в м/сек; - условный коэффициент трения в зацеплении (для шлифованных зубьев - 0,08; для нешлифованных зубьев - 0,1);
К - коэффициент, равный ет.
Средние величины к. п. д. зубчатой передачи находятся обычно в пределах 0,97-0,98.
. - 2. РАСЧЕТ НАГРУЗКИ НА РОТОРЫ И ОПОРЫ
К опорам роторов насосов, работающих в системе станочного гидропривода, предъявляются повышенные требования в отношении долговечности работы, которая техническими условиями на насосы станочных гидросистем определяется временем, равным не менее 5000 час.
Опыт эксплуатации насосов показывает, что наибольшему износу подвергаются опоры (подшипники) валов роторов.
Поэтому точный расчет действующих на опоры нагрузок, позволяющий сделать правильный выбор конструкции подшипников и обеспечить требуемую долговечность работы, является необходимым и важным этапом проектирования.
В настоящее время при расчетах пользуются сугубо приближенными зависимостями, занижающими величину нагрузок [9], [31], действующих на роторы и опоры. В последнее время все чаще предпринимаются попытки получения более обоснованных расчетных формул.
В книге Е. М. Юдина [27] анализируются и выводятся зависимости величин действующих усилий, необходимых для расчета опор роторов. Однако эти зависимости выведены в форме, которая затрудняет их практическое применение потому, что она сопряжена с громоздкими вычислениями. Более простые формулы (79) и (80) построены на неправильном предположении линейности характера распределения давления в уплотняющей зоне по периферии роторов.
Исследования [16], [37], [23] характера распределения давлений в радиальном зазоре показывают, что закон изменения давления в зазоре по периферии роторов отличается от линейного
