шестерен. Для создания одинаковых по нагрузке условий работы под­ шипники ведомой шестерни часто выполняют более мощными, чем под­ шипники ведущей шестерни.

Величина равнодействующей радиальных сил, действующих на ве­ домую шестерню, с учетом сил реакции от вращающегося момента мо­ жет быть вычислена по выражению

Жесткость валов должна быть такой, чтобы деформация их (с уче­ том деформации подшипников) была меньше соответствующих ради­ альных зазоров между шестернями и корпусом насоса, так как прогиб валов может нарушить условия нормального зацепления и вызвать задиры корпуса.

При расчете приводных валиков на скручивание следует иметь в виду, что из-за пульсации потока (давления) действительная нагрузка может значительно превышать нагрузку, вычисленную по среднему крутящему моменту. Поэтому валики насоса, а также шестерни при­ водного механизма должны обладать большей (на 20—25%) проч­ ностью, чем это требуется по расчету из среднего крутящего момента.

Выбор и расчет опорных цапф (подшипников)

В шестеренных насосах применяют опоры (подшипники) сколь­ жения и качения. Основным преимуществом подшипников качения яв­ ляется возможность приобретения их в готовом виде, а также относи­

где k в кГ/см2 и У в м/сек.

Окружные скорости на поверхности шейки валика обычно не пре­ вышают 5 м/сек.

В авиационных насосах распространены подшипники качения и в особенности игольчатые подшипники. При изготовлении игольчатых подшипников необходим тщательный отбор игл по размеру: разность диаметральных размеров не должна превышать 0,002 мм; окружной суммарный зазор между иглами в собранном подшипнике должен со­ ставлять от 0,2 до 0,4 диаметра иглы; осевой зазор должен быть в пре­ делах 0,2—0,4 мм.

165

Для разгрузки подшипников шестерен от усилий давления жидко­ сти применяют схемы с гидравлическим противодавлением (рис. 93).

Подобная разгрузка особенно целесообразна в шестеренных агре­ гатах, используемых в качестве гидромоторов.

ВЛ И ЯН И Е Ц ЕНТРО БЕЖ НЫ Х СИЛ

Заполнению рабочих впадин шестеренного насоса будут препятст­ вовать развивающиеся при вращении шестерен центробежные силы, действующие на жидкость во впадинах.

Давление рц в точке на радиусе окружности выступов, развивае­ мое центробежной силой жидкости, находят по выражению:

и к ухудшению режима заполнения впадин жидкостью.

Ниже приведены величины центробежного напора для шестерен­ ного насоса с числом зубьев шестерен 2 = 1 2 и модулем зацепления

т= 2,5 мм при работе на масле с объемным весом у = 0,85 г/смг. Предельная окружная скорость зависит также от вязкости. Практи­

ческие данные зависимости допустимой окружной скорости шестерен от вязкости жидкости приведены ниже:

С помощью этого устройства можно повысить статическое давление на

166