Шестерённый насос с опорами скольжения

6-17 Расчёт.doc

1. Конструкторская часть
1. Определение геометрических параметров зубчатого зацепления.
Определим идеальную (теоретическую) и действительную подачи насоса [1]:
Выберем предварительно модуль зацепления [4]:
Полученное значение округляем до стандартного т.е. [pic]
Выбираем ширину шестерни [1]:
Определим производительность за 1 оборот на 1 мм ширины зуба шестерни
Определим ориентировочное число зубьев путём выбора из ряда от 8 до
Пересчитаем ширину шестерни:
Определим геометрические параметры зацепления шестерни по ГОСТ 16532-70
Теоретическое расстояние между центрами: [pic]
Действительное расстояние между центрами: [pic]
Диаметр начальной окружности: [pic]
Диаметр окружности вершин: [pic]
Угол зацепления шестерен: [pic].
Профильное смещение инструмента:
Диаметр окружности впадин:
Диаметр основной окружности: [pic]
Толщина зуба у вершины:
Расстояние от оси до начала разгрузочной канавки: [pic]
Глубина разгрузочной канавки:
7.13. Толщина зуба по начальной окружности:
8. Проверим отношение [pic] для подшипников скольжения [7]:
[pic] следовательно условие выполняется.
9. Проверим коэффициент перекрытия (рекомендуемое значение [pic]) [7]:
[pic] Проверка выполняется.
10. Произведём проверку по подаче при найденных геометрических
проверка даёт положительный результат т.к. [pic].
Расчет стенки корпуса насоса.
1. Для расчёта стенки корпуса насоса находим напряжение и сравниваем
его с допустимым напряжением [5].
R – внешний радиус стенки корпуса: [pic]
где [pic] – толщина стенки корпуса.
Поскольку условие выполняется то принимаем что корпус насоса необходимо
выполнять из стали и толщиной стенки 10 мм.
4. Определение опорных реакций шестерен.
Найдём расстояние от центра ведомой шестерни до точки зацепления [3]:
Определим угол между [pic] и осью Х [12]:
Определим угол соответствующий крайней точке эвольвенты [7].
Угол на который распространяется зона высокого давления будет равен
Найдём радиус входного отверстия (в месте соединения со всасывающей
где [pic] - допустимая скорость течения рабочей жидкости во всасывающей
магистрали [pic] = 1 ÷ 2 мс [pic]
Найдём радиус выходного отверстия (в месте соединения с напорной
где [pic] - допустимая скорость течения рабочей жидкости в напорной
магистрали [pic] = 7 ÷ 8 мс [pic]
Определим угол расположенный от начала переходной зоны до линии
Рассчитаем угол на который распространяется переходная зона от
нагнетания к всасыванию [7]:
Угол [pic] разбиваем на две части разделенные осью X и найдём каждую
Найдём проекции на оси X и Y гидравлических сил действующих со
стороны нагнетания [7]:
[pic][pic] Проекции на оси X и Y гидравлических сил действующих в
переходной зоне от нагнетания к всасыванию [7]:
Определим крутящий момент [pic] передаваемый ведомой шестерней [7]:
Определим нормальное давление [pic] на зуб [7]:
Определим проекции равнодействующей силы на оси X и Y [3]:
Определим равнодействующую этих сил [7]:
Определим опорные реакции ведомой шестерни [pic] [7]:
4. Расчет подшипников скольжения.
Расчет подшипников скольжения проводится по следующему алгоритму [7].
Примем ширину подшипника [pic].
Определим диаметр цапфы: [pic]
Введём кинематический коэффициент вязкости [pic] для используемой
жидкости при температуре 75 .. 90 градусов Цельсия.
Введём плотность используемой жидкости [pic].
Пересчитаем плотности [pic] при температуре 80 градусов Цельсия:
Рассчитаем динамический коэффициент вязкости:
Выберем радиальный зазор из ряда: [pic]
Определим внутренний диаметр подшипника: [pic]
Для расчета толщины слоя смазки в наиболее узком месте зазора
необходимо рассчитать безразмерный коэффициент:
[pic] - величины среднего удельного давления.
Выполним проверку. Проверка величины толщины слоя смазки по степени
чистоты обработки поверхностей вала и подшипника выполняется т.к. [pic].
5 Расчет цапфы ведомой шестерни.
Расчет проводится по следующему алгоритму [7]:
Определим внутренний диаметр цапфы: [pic]
где [V] - допустимая скорость течения рабочей жидкости [V]
Введём предел прочности [pic] для материала цапфы: [pic]
Введём коэффициента запаса [pic].
Расчет допустимого напряжения: [pic]
Расчет отношения: [pic].
Проверка диаметра цапфы [pic] по допустимому диаметру цапфы [[pic]]
рассчитанному по формуле: если [Dц]
Размер Dц должен быть больше или равен [Dц] условие выполняется
Dц>[Dц][pic] 19>18851.
5.1. Расчет цапфы с опорами скольжения
Расчет проводится следующим образом:
расчет изгибающего момента в сечении цапфы:
расчет момента сопротивления изгибу в сечении цапфы:
расчет напряжения изгиба в сечении цапфы:
Определение прогиба цапфы ведомой шестерни:
где [pic] и [pic] осевые моменты инерции сечения.
6. Расчет вала шестерни.
Расчет мощности передаваемой валом:
Расчет крутящего момента передаваемого валом:
Расчет полярного момента сопротивления опасного сечения вала:
Расчет напряжения кручения в опасном сечении:
Расчет коэффициента запаса прочности (значение [pic] должно быть в
Проверка коэффициента запаса прочности по допустимому напряжению.
Исходя из диаметра вала задаемся габаритными размерами.
6.1. Расчет шлицев проводится по следующему алгоритму:
Ввод исходных данных:
– ввод диаметра делительной окружности шлицевого соединения [p
– ввод наружного диаметра шлицев [p
– ввод внутреннего диаметра шлицев [p
– ввод рабочей длины шлицев [p
– ввод числа шлицев [pic].
Расчет окружного усилия передаваемого валом:
Расчет напряжения смятия на поверхности шлицев:
Проверка шлица по напряжению смятия. Условие выполняется т.к. [pic]
7. Проверка прочности зуба шестерни.
Проверка проводится по следующему алгоритму [7]:
Расчет изгибающего момента действующего в сечении у основания зуба:
Расчет толщины зуба у основания:
Расчет осевого момента сопротивления сечения у основания зуба:
Расчет напряжения изгиба у основания зуба:
Сравниваем полученное значение [pic] с допустимым значением [pic]:
[pic] условие выполняется.
В ходе выполнения работы рассчитали шестерённый насос с подшипниками
скольжения а также определили геометрические параметры зубчатого
зацепления рассчитали стенку корпуса насоса определили опорные реакций
шестерен рассчитали подшипники скольжения цапфу ведомой шестерни
площадь поджатия бокового диска и проверили на прочность зуб шестерни.
Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод В.Н. Прокофьев Ю.А.
Данилов Л.А. Кондаков и др.; Под ред. В.Н. Прокофьева. – М.:
Машиностроение 1969. – 469 с.
Будов В.М. Судовые насосы: Справочник. – Л.: Судостроение 1988. 432
Марутов В.А. Павловский С.А. Гидроцилиндры. Конструкции и расчет. –
М.: Машиностроение 1966. – 172 c.
Расчёт объёмных гидромашин. Учебное пособие для выполнения курсового
проекта по ОГМ и ГП. КГТА; Сост.: В.Ю. Круглов Д.В. Багаев. Ковров 2005.
Рыбкин Е.А Усов А.А. Шестерённые насосы для металлорежущих станков.
– М.: Машгиз 1960. – 187 с.
Савин И.Ф. Гидравлический привод строительных машин. М. Стройиздат
Юдин Е.М. Шестерённые насосы. Основные параметры и их расчет. – М.:
Машиностроение 1964. – 236 с.
Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. –
М.: Машиностроение 1974. – 606 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.:
Анурьев В.И. Справочник конструктора- машиностроителя. Т. 2. - М.:
Машиностроение 1982. – 584 с.
Атлас конструкций гидромашин и гидропередач: Учебн. пособие для
студентов машиностроительных специальностей вузов Б.М. Бим-Бад М.Г.
Кабаков В.Н. Прокофьев и др. – М.: Машиностроение 1990.– 136 с.
Кондаков Л.А. Рабочие жидкости и уплотнения гидравлических систем.
-М.: Машиностроение 1982. – 216 с.
Рис. 5. Эпюра изгибающих моментов шестерни
Рис. 4. Опорные реакции шестерни
Рис. 2. Схема зубчатого зацепления
Рис. 3.Схема определения угла [pic]

4 Введение.doc

Описание конструкции.
Насосы шестеренного типа находят в современной технике широкое
применение благодаря ряду преимуществ по сравнению с насосами других типов.
Основными преимуществами насосов этого типа являются конструктивная
простота компактность надежность.
Высокий к. п. д. шестеренных насосов надежность малые габариты и вес
(вес высокопроизводительных шестеренных насосов в 15—2 раза меньше
плунжерных той же производительности) позволили найти для них широкое
применение в авиации не только в гидросистемах но и в качестве топливных
В предлагаемом расчете рассмотрены насосы с подшипниками качения
работающими удовлетворительно при давлениях нагнетания до 100 кгсм. Опыт
эксплуатации подшипников качения при более высоких давлениях недостаточен.
Для борьбы со специфическим недостатком шестеренного насоса —
образованием запираемой полости автор предлагает эффективное средство —
применение скосов на рабочей поверхности зуба ведомой шестерни — и дает
расчет высоты скоса [7].
Применяемая в некоторых современных насосах гидравлическая компенсация
торцевых зазоров осуществляется как правило путем подвода жидкости с
линии нагнетания к площади поджатии подпятника. Размер этой площади
принимается часто произвольно и для ряда насосов отечественных и
зарубежных отношение ее к площади кольца ограниченного радиусами
окружностей головок и впадин зубьев колеблется от 06 до 115.
Шестеренные насосы — один из наиболее распространенных видов роторных
насосов. Они применяются в системах смазки машин и механизмов в различных
гидроприводах для перекачивания нефти нефтепродуктов и других жидкостей.
Шестеренные насосы выполняют с шестернями внешнего и внутреннего
зацепления. Наибольшее распространение имеют насосы с шестернями внешнего
Основной тип шестеренного насоса представляет собой пару прямозубых
шестерен с внешним зацеплением и с одинаковым числом зубьев эвольвентного
профиля. Отличается простотой устройства и надежностью в эксплуатации.
Для увеличения подачи применяют насосы с тремя и более шестернями
размещенными вокруг центральной приводной шестерни.
Путем последовательно-параллельного соединения в одном агрегате
нескольких групп шестерен можно получить насос высокого давления с большим
числом ступеней расхода т. е. многопоточный насос высокого давления [2].
На строительных машинах применяются главным образом шестеренные насосы
типа НШ разработанные Московским заводом гидроагрегатов. Эти насосы
выполнены на подшипниках скольжения с гидравлической компенсацией
торцовых зазоров [6].
Шестеренным насосом называют роторную гидромашину с рабочими камерами
образуемыми рабочими поверхностями зубчатых колес корпуса боковых крышек.
Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего
зацепления. Наиболее распространенными является насос первого типа который
состоит из пары зацепляющихся цилиндрических шестерен помещенных в плотно
охватывающий их корпус имеющий каналы в местах входа в зацепление и выхода
из него через которые осуществляется подвод (всасывание) и отвод
(нагнетание) жидкости. Эти насосы просты по конструкции и отличаются
надежностью малыми габаритами и массой.
Конструктивной их особенностью является наличие лишь вращательного
движения деталей рабочего органа. Ввиду этого в машинах данного типа
полностью устранено ограничительное влияние на работу инерционных сил узлов
машины (исключая ограничительное влияние инерционных сил жидкости).
Шестеренные используются как в качестве насосов так и гидромоторов.
Ввиду этого выкладки произведенные применительно к насосу могут быть
распространены и на гидромоторы.
Максимальное давление развиваемое этими насосами обычно 10 МПа и
реже 15-20 МПа. Созданы также насосы пригодные для работы при давлении 30
МПа. Подача насосов предназначенных для работы на низких давлениях
доходит до 1000 лмин.
В шестеренных гидромашинах отсутствует эффект действия на конструкцию
инерционных сил движущихся деталей. Они допускают относительно высокие
частоты вращения а также кратковременные перегрузки по давлению величину
и длительность которых определяют в основном размеры подшипников.
Максимальные частоты вращения составляют обычно 2500 и 4000 обмин для
насосов небольших подач допускаются более высокие частоты вращения.
В данной работе рассмотрен насос с подшипниками скольжения. Для борьбы
со специфическим недостатком шестеренного насоса — образованием запираемой
полости — применяются разгрузочные канавки. Рабочие камеры данного насоса
ограничены ведущим ведомым зубчатыми колесами и втулками. Жидкость
поступает во входное отверстие и заполняет объемы впадин между соседними
зубьями шестерен. При вращении вала насоса эти объемы переносятся в зону
нагнетания где шестерни входят в зацепление и зубьями вытесняют жидкость в
зону нагнетания. В состав конструкции также входят: шайбы упорные крышка
передняя и задняя уплотнение и корпус.
При вращении шестерен жидкость заключенная во впадинах зубьев
переносится из камеры d всасывания в камеру с нагнетания которая
образованна корпусом насоса и зубьями a1 b1 a2 b2. Поверхности зубьев а1
и а2 омываемые жидкостью под давлением р2 вытесняют при вращении шестерен
больше жидкости чем может поместиться в пространстве освобождаемом
зацепляющимися зубьями b1 и b2. Разность объемов описываемых рабочими
поверхностями этих пар зубьев вытесняется в нагнетательную линию насоса.
Шестеренные насосы находят широкое применение в различных
областях техники вследствие их компактности надежности и небольшой
трудоемкости изготовления.
Порядок сборки и разборки насоса.
На валы-шестерни 10 и 11 установить опоры 9. Во втулку 1 вставить
манжеты 5 и установить её в корпус 3 манжетой внутрь. Установить валы-
шестерни 10 и 11 с опорами скольжения в корпус 3 вставив концы валов во
втулку 1 с внешней стороны на валы установить опоры 9. Прижать опоры
Вставить во втулки 1 манжету 5. Затем установить в корпус 3 упорное
кольцо 4 и прикрыть манжету 5 пластиной 7.
В крышку 2 установить манжеты 6. В корпус 3 установит штифты 15.
Присоединить крышку 2 к корпусу 3 и прижать её винтами 12.
Рис. 1. Схема шестеренного насоса.

мп в рамке.cdw

Обкатку настройку и контроль проводить по инструкции предприятия изготовителя.
Установленная в инструкции норма чистоты рабочей жидкости обеспечивается очисткой деталей
и сборочных единиц по технологии предприятия.
Размеры для справок.
При постановке уплотнительных колец допускается применение смазки ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433-80.
При сборке поверхность Г обработать герметиком.
В процессе сборки удары по валу поз.4 не допускаются

3 Содержание.doc

Конструкторская часть ..
1. Определение геометрических параметров зубчатого
2. Расчет стенки корпуса насоса
3. Определение опорных реакций шестерен
4. Расчет подшипников скольжения .
5. Расчет цапфы ведомой шестерни ..
6. Расчет вала шестерни
7. Проверка прочности зуба шестерни ..

Порядок сборки и разборки насоса.doc

Порядок сборки и разборки насоса.
На валы-шестерни 10 и 11 установить опоры 9. Во втулку 1 вставить
манжеты 5 и установить её в корпус 3 манжетой внутрь. Установить валы-
шестерни 10 и 11 с опорами скольжения в корпус 3 вставив концы валов во
втулку 1 с внешней стороны на валы установить опоры 9. Прижать опоры
Вставить во втулки 1 манжету 5. Затем установить в проточку корпуса 3
упорное кольцо 4 и прикрыть манжету 5 пластиной 7.
В углубление крышки 2 установить манжеты 6. В отверстие на поверхности
разъёма корпуса 3 установить штифты 15. Присоединить крышку 2 к корпусу 3 и
прижать её винтами 12.

Титульник.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального
«Ковровская государственная технологическая
академия имени В.А. Дегтярева»
«Объемные гидромашины и гидравлические передачи»
на тему: «Шестерённый насос с опорами скольжения»

2 Чистый лист.doc

-----------------------
Пояснительная записка

СБ1.cdw

Перед сборкой корпус промыть и продуть
Место под уплотнения смазать смазкой
ЦИА ТИМ-221 ГОСТ 9433-60.
*Размеры для справок.
КП ОГМ и ГП. 00.00.00.00
КГТА им. В.А. Дегтярёва

спецификация.cdw

КП ОГМ и ГП. 00.00.00.00
КГТА им. В.А. Дегтярёва
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Винт М10х45 ГОСТ 1491-80
Манжета 1-10-30 ГОСТ 8752-79
Шайба 10Н ГОСТ 6402-70
Шпилька М14 ГОСТ 22036-76
шайба 4Н ГОСТ 6402-70

СНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СИМВОЛЫ.doc

СНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СИМВОЛЫ
[pic] - рабочий объём в [pic]
[pic] - рабочее (номинальное) давление в [pic]
[pic] - частота вращения приводного вала в [pic]
[pic] - объёмный КПД
[pic] - механический КПД
[pic] - идеальная (теоретическая) подача насоса в [pic]
[pic] - действительная подача насоса в [pic]
[pic] - модуль зацепления в м
[pic] - ширина шестерни в мм
[pic] - производительность за 1 оборот на 1 мм ширины зуба шестерни в
[pic] - число зубьев
[pic] - теоретическое расстояние между центрами в мм
[pic] - действительное расстояние между центрами в мм
[pic] - диаметр начальной окружности в мм
[pic] - диаметр окружности вершин в мм
[pic] - угол зацепления шестерен в градусах
[pic] - профильное смещение инструмента в мм
[pic] - диаметр окружности впадин в мм
[pic] - диаметр основной окружности в мм
[pic] - толщина зуба у вершины в мм
[pic] - расстояние от оси до начала разгрузочной канавки в мм
[pic] - глубина разгрузочной канавки в мм
[pic] - основной шаг в мм
[pic] - толщина зуба по начальной окружности в мм
[pic] - коэффициент перекрытия
[pic]- напряжение в стенке корпуса в МПа
[pic] - толщина стенки корпуса в мм
R - внешний радиус стенки корпуса в мм
[pic] - расстояние от центра ведомой шестерни до точки зацепления в мм
[pic] - угол соответствующий крайней точке эвольвенты в градусах
[pic] - угол на который распространяется зона высокого давления в
[pic] - радиус входного отверстия в мм
[pic] - допустимая скорость течения рабочей жидкости во всасывающей
[pic] - допустимая скорость течения рабочей жидкости в напорной магистрали
[pic] - угол расположенный от начала переходной зоны до линии всасывании
[pic] - угол на который распространяется переходная зона от нагнетания к
всасыванию в градусах
[pic] - крутящий момент [pic] передаваемый ведомой шестерней в [pic]
[pic] - нормальное давление на зуб в Н
[pic] - опорные реакции ведомой шестерни в Н
[pic] - ширина подшипника в мм
[pic] - диаметр цапфы в мм
[pic] - кинематический коэффициент вязкости в [pic]
[pic] - плотность используемой жидкости в [pic]
[pic] - динамический коэффициент вязкости [pic]
[pic] - радиальный зазор в мкм
[pic] - внутренний диаметр подшипника в мм
[pic] - толщина слоя смазки в мкм
[pic] - безразмерный коэффициент
[pic] - величины среднего удельного давления в МПа
[pic] - внутренний диаметр цапфы в м
V - допустимая скорость течения рабочей жидкости в мс
[pic] - предел прочности для материала цапфы в МПа
[pic] - коэффициента запаса
[pic] - допустимое напряжение в МПа
[[pic]] - допустимый диаметр цапфы в мм
[pic] - изгибающий момент в сечении цапфы в [pic]
[pic] - момент сопротивления изгибу в сечении цапфы в [pic]
[pic] - напряжение изгиба в сечении цапфы в МПа
[pic] - прогиб цапфы ведомой шестерни в мкм
[pic] и [pic] - осевые моменты инерции сечения в [pic]
[pic] - минимальный радиус торца подпятника в мм
[pic] - площади к которой необходимо подводить давление нагнетания для
поджатия подпятника к торцу шестерни в мм2
[pic]и [pic] - координаты сноса центра тяжести площади в мм
[pic] - полная площадь в мм2
[pic] - угол зацепления в градусах
[pic] - площадь сегмента хорда которого расположена от оси на половине
действительного расстояния между центрами в мм2
[pic] - площадь элементарной площадки в мм2
[pic] - диаметр элементарной площадки в мм
[pic] - расстояния между центрами окружностей диаметром Da и [pic] в мм
[pic] - минимальное расстояние от внешней окружности кольца до наружной
окружности подпятника в мм
[pic] - мощности передаваемой валом в Вт
[pic] - крутящий момента передаваемый валом в [pic]
[pic] - полярный момент сопротивления опасного сечения вала м3
[pic] - напряжение кручения в опасном сечении в Н
[pic] - коэффициент запаса прочности
[pic] - диаметр делительной окружности шлицевого соединения в мм
[pic] - наружный диаметр шлицев в мм
[pic] - внутренний диаметр шлицев в мм
[pic] - рабочая длина шлицев в мм
[pic] - число шлицев
[pic] - окружное усилие передаваемое валом в Н
[pic] - напряжение смятия на поверхности шлицев в МПа

5 Исходные данные.doc

Исходными данными для расчета шестеренного насоса являются следующие
Рабочее (номинальное) давление: [p
Частота вращения приводного вала: [p
Механический КПД: [p
Тип подшипника – скольжение.

123456.cdw

с опорами скольжения
КГТА им. В.А. Дегтярёва

123456-А3.cdw

КР ОГМ и ГП. 00.00.00.00

СБ2.cdw

Перед сборкой корпус промыть и продуть сжатым воздухом.
Место под уплотнения смазато смазкой ЦИА ТИМ-221
*Размеры для справок.
КП ОГМ и ГП. 00.00.00.00