Нагрузка узлов шестеренной гидромашины с внешним зацеплением

Силы давления жидкости на внешние поверхности шестерен возникают из-за разницы давлений в нагнетательной и всасывающей полостях насоса (рабочей и сливной полостях гидромотора) и радиально нагружают подшипники гидромашины. Дополнительная нагрузка подвижных узлов связана с действием механических сил, обусловленных реакцией от крутящего момента, но эти силы значительно меньшие от сил давления жидкости.

На поверхностях шестерен давление изменяется от максимального в нагнетательной полости насоса (рабочей полости гидромотора) до минимального во всасывающей полости (сливной полости) по определенным законам [2], что и обуславливает радиальную неуравновешенность подвижных элементов. С учетом сил реакции от крутящего момента равнодействующую радиальных сил, которая нагружает ведомую шестерню, рассчитывают по формуле

,

где - диаметр круга головок зубьев шестерен.

Разгрузка подшипников шестерен от действия неуравновешенных радиальных сил обеспечивается выполнением кольцевых в корпусе насоса (рис. 8.9, а) или радиальных в шестернях (рис. 8.9, б) каналов.

В первом случае (рис. 8.9, а) полость нагнетания соединяется каналом с рабочей камерой, расположенной в данный момент времени диаметрально противоположно данной полости. В реверсивных гидромашинах предусматривается такой канал и со стороны всасывающей полости.

Разгрузка подвижных элементов шестерной гидромашины с помощью радиальных каналов (рис. 8.9, б), которые не пересекаются между собой, является совершеннее, так как в этом случае попарно соединяются диаметрально противоположные межзубовые впадины шестерен.

а) б)

Рис. 8.9. Способы разгрузки шестерен от сил давления жидкости

При определенном конструктивном выполнении шестеренной гидромашины некоторый объем жидкости может быть заперт во впадинах между зубьями, которые зацепляются (например, по линиям , рис. 8.10). При уменьшении этого герметичного объема (объема ) во впадинах может возникнуть высокое пульсирующее давление (компрессия) жидкости, что приведет в насосе к увеличению потребного приводного крутящего момента, дополнительной нагрузке на подшипники, дополнительных объемных потерь, нагреванию жидкости и повышению шумности работы гидромашины. Увеличение запертого объема (объема ) при последующем вращении шестерен приводит к стремительному уменьшению давления жидкости с возможными кавитационными явлениями.

Рис. 8.10. Запирание жидкости во впадинах между зубьями шестерен

Недопущение возникновения запертых объемов жидкости преимущественно обеспечивается в шестерных насосах выполнением в боковых уплотняющих дисках глухих канавок, с помощью которых запертый объем жидкости при его уменьшении соединяется с полостью нагнетания, а при его увеличении – с полостью всасывания. При этом полости всасывания и нагнетания насоса, для предотвращения дополнительных объемных потерь при любом положении шестерен, указанной канавкой между собой не соединяются.