Вид РИД
Изобретение
Изобретение относится к героторным механизмам винтовых гидравлических машин, размещаемым в скважинах, и может быть использовано в двигателях для вращения роторов от насосной подачи текучей среды или в насосах для подачи текучей среды за счет вращения роторов, предназначенных, например, для бурения нефтяных и газовых скважин, добычи нефти и перекачивания жидкостей.
Известен героторный механизм с внутренним внецентроидным зацеплением, у которого торцовый профиль зубьев, например, статора принят за исходный, очерченный эквидистантой укороченной эпициклоиды или гипоциклоиды, а сопряженный профиль зубьев ротора выполнен как огибающая кривая исходного профиля [1].
Недостатком известного механизма является то, что для образования зубьев ротора и статора (сердечника пресс-формы) требуется различный зуборезный инструмент, например, две червячные фрезы, а с изменением числа зубьев механизма при его проектировании и изготовлении количество потребных червячных фрез возрастает, что не обеспечивает экономических преимуществ.
Известен героторный механизм, содержащий статор с внутренними винтовыми зубьями, выполненными из упругоэластичного материала, например из резины, и ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев статора, причем ось ротора смещена относительно оси статора на величину эксцентриситета, равную половине радиальной высоты зубьев, ходы винтовых зубьев ротора и статора пропорциональны их числам зубьев.
Профиль зубьев статора в торцовом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с радиусом RС1 укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцовом сечении выполнен как огибающая другого исходного контура циклоидальной рейки с радиусом эквидистанты RС2, выполненным больше, чем RС1 или связанным соотношением RС2=RС1+(0,1...0,5)E, где Е - радиус производящей окружности, равный величине эксцентриситета [2].
Вариантом известного изобретения является выполнение героторного механизма таким образом, что профиль зубьев статора в торцовом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с радиусом RС1 укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцовом сечении очерчен сопряженными дугами окружностей, причем выступ зуба ротора очерчен дугой радиуса RB, большего, чем радиус эквидистанты статора RC1 или связан с ним соотношением RC2=RC1+(0,1...0,5)E, а профиль впадины зуба ротора очерчен дугой радиуса RV, зависящего от числа зубьев ротора, его наружного диаметра и эксцентриситета [2].
Недостатком известного героторного механизма является то, что указанные варианты героторных механизмов требуют осуществления селективной сборки рабочих пар в связи с необходимостью подбора ротора и статора по радиальному натягу.
Кроме того, при работе за счет возникновения бокового натяга, распределенного равномерно при выпукло-вогнутом контакте зуба ротора с впадиной зуба статора, появляется повышенный износ боковых сторон зубьев статора, выполненных из упругоэластичного материала, при этом за счет наличия радиального и бокового натягов в зацеплении возникают силы трения в зонах контакта зубьев, создающие моменты сопротивления, препятствующие вращению ротора вокруг своей оси и его планетарному движению, что ухудшает энергетические характеристики механизма.
В связи с тем, что исходные контуры инструментальных реек ротора и статора разные, исключается возможность изготовления ротора и сердечника пресс-формы статора одним инструментом.
Наиболее близким к заявляемому изобретению является героторный механизм винтовой гидромашины, содержащий статор и эксцентрично расположенный в нем ротор, зубья которых находятся в непрерывном контакте и имеют разницу их чисел, равную единице, торцовые профили статора и ротора образованы общим исходным профилем рейки (зацепления) со смещением, а профиль этого контура очерчен эквидистантой укороченной циклоиды, при этом наибольшее допустимое положительное и наибольшее отрицательное смещения контура рейки задано с выполнением соотношений:
а допустимое значение контурного диаметра ограничено пределами:
где
где Δhn, Δhот - наибольшее допустимое положительное и наибольшее отрицательное смещения, соответственно, контура рейки,
Dк max, Dк min - наибольшее и наименьшее значения контурного диаметра,
а - эксцентриситет зацепления механизма,
Z1,2 - числа зубьев статора и ротора соответственно,
Df1 - номинальный диаметр впадин статора при отсутствии смещения исходного контура, который задают по формуле:
где Z2 - число зубьев ротора,
r - радиус катящейся окружности, образующей нормальную циклоиду исходного контура рейки,
rс - расстояние от укороченной циклоиды до точек профиля исходного контура рейки [3].
Недостатком известной конструкции является то, что при выбранном контурном диаметре Dк, величине эксцентриситета "а", числах Z1,2 зубьев статора и ротора, соответственно, не может быть изменена площадь проходного сечения (площадь, занятая рабочим телом) многозаходного героторного механизма и, следовательно, отсутствует возможность улучшить энергетические характеристики, например, развиваемую мощность и крутящий момент в двигателе для вращения ротора от насосной подачи текучей среды или развиваемое давление и расход в насосе для подачи текучей среды за счет вращения ротора.
Недостатки известной конструкции объясняются тем, что форма исходного контура зацепления (рейки) стандартизована и задается, по существу, в соответствие с ОСТ 39-164-84, при этом контурный диаметр Dк может быть изменен только путем замены числа зубьев Z1 статора или эксцентриситета "а" зацепления механизма, что накладывает ограничения на проектирование механизма и оптимизацию характеристик двигателя или насоса.
Техническая задача, на решение которой направлено изобретение, заключается в улучшении энергетических характеристик героторного механизма винтовой гидравлической машины, по существу, развиваемой мощности и крутящего момента в двигателе или развиваемого давления и расхода в насосе путем обеспечения максимальной площади поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре Dк, величине эксцентриситета зацепления механизма, числах зубьев обкладки и ротора за счет оптимизации величин радиусов окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.
Сущность технического решения заключается в том, что в героторном механизме винтовой гидравлической машины, содержащем статор, представляющий собой трубчатый корпус с закрепленной в нем обкладкой из эластомера, например из резины, с внутренними винтовыми зубьями, и расположенный внутри статора ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев обкладки, ходы винтовых зубьев обкладки и ротора пропорциональны их числам зубьев, а центральные продольные оси ротора и обкладки смещены между собой на величину эксцентриситета, согласно изобретению торцовый профиль зубьев в обкладке из эластомера очерчен как огибающая кривая радиусов rs при повороте системы координат Хос, Уос, которой принадлежит окружность радиуса rs, а центр окружности радиуса rs расположен на окружности с радиусом Roc, проведенным из центра системы координат Хос, Уос, причем центр системы координат Хос, Уос смещен от центральной продольной оси обкладки на величину эксцентриситета aw между центральными продольными осями ротора и обкладки и определен выражением:
где rif - радиус впадин зубьев обкладки, угол поворота ϕс системы координат Хос, Уос относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, центр которой расположен на центральной продольной оси обкладки, и угол поворота ψс системы координат Хс, Ус, центр которой расположен на центральной продольной оси обкладки, относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, связаны соотношением:
где Zp и Zc - числа зубьев ротора и, соответственно, обкладки, а координаты Хс, Ус номинального профиля обкладки определены выражениями:
при этом торцовый профиль зубьев ротора очерчен как огибающая кривая радиусов rm при повороте системы координат Хор, Уор, которой принадлежит окружность радиуса rm, а центр окружности радиуса rm расположен на окружности с радиусом Rop, проведенным из центра системы координат Хор, Уор, причем центр системы координат Хор, Уор смещен от центральной продольной оси ротора на величину эксцентриситета аw и определен выражением:
Rop=rif-rm-2аw,
а угол поворота ϕр системы координат Хор, Уор относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, центр которой расположен на центральной продольной оси ротора, и угол поворота ψp системы координат Хр, Ур, центр которой расположен на центральной продольной оси ротора относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, связаны соотношением:
ψр=ϕp(Zp-1)/Zp,
где Zp - число зубьев ротора, а координаты Хр, Ур номинального профиля ротора определены выражениями:
Хр=(Xopcosϕp-Уopsinϕp+aw)cosψp+(Xopsinϕp-Уopcosϕp)sinψp,
Ур=-(Xopcosϕp-Уopsinϕp+aw)sinψp+(Xopsinϕp+Уopcosϕp)cosψp.
Кроме того, радиус rs, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев в обкладке, радиус rm, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев ротора, а также эксцентриситет аw между центральными продольными осями ротора и обкладки связаны соотношениями:
rs=(0,618...2,618)аw, rm=(0,166...2,618)aw.
Такое выполнение героторного механизма винтовой гидравлической машины обеспечивает максимальную площадь поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре Dк, величине эксцентриситета зацепления aw механизма, числах зубьев Zc (обкладки) и Zp (ротора) путем оптимизации величин радиусов rs, rm окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе соответственно, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.
Кроме того, выполнение героторного механизма винтовой гидравлической машины таким образом, что радиус rs, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев в обкладке, радиус rm, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев ротора, а также эксцентриситет aw между центральными продольными осями ротора и обкладки связаны соотношениями:
дополнительно снижает вероятность возникновения резонансных поперечных колебаний двигателя в скважине при осевых нагрузках, изменяемых при воздействии двигателя на забой, за счет синхронизации работы многозаходных многошаговых винтовых камер между зубьями ротора и обкладки.
Ниже представлен лучший вариант героторного механизма винтового гидравлического двигателя для бурения наклонно направленных и горизонтальных нефтяных скважин.
На фиг.1 показан продольный разрез героторного механизма винтового гидравлического двигателя.
На фиг.2 показан разрез А-А на фиг.1 поперек статора и ротора винтового гидравлического двигателя, отношение чисел зубьев ротор-обкладка равно 5/6.
На фиг.3 показана схема образования торцового профиля зубьев в обкладке.
На фиг.4 показана схема образования торцового профиля зубьев ротора.
На фиг.5 показано образование торцового профиля зубьев в обкладке, который очерчен как огибающая кривая множества радиусов rs при повороте систем координат, показанных на фиг.3, при следующих значениях: rs=7,6125; аw=3,5; rif=31,675.
На фиг.6 показаны обкладка и ротор, рассчитанные по ОСТ 39-164-84: Dк=2rif; rif=31,675; Δh1n=0 (смещение исходного контура рейки для образования профиля зубьев обкладки); Δh2n=0,6125 (смещение исходного контура рейки для образования профиля зубьев ротора); S=587 мм2 - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,054; 0,046 и 0,004 обозначают натяг в паре в мм при номинальных диаметрах впадин обкладки Dк=63,35 мм и диаметре ротора Da=56,35 мм.
На фиг.7 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре Dк: обкладка rif=31,675 от окружности rs=7,6125; ротор rа=28,175 от окружности rm=7,38; S=593 мм2 - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,012; 0,012 и 0,004 обозначают зазор в мм в паре.
На фиг.8 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре Dк: обкладка rif=31,675 от окружности rs=0,618 aw=2,163; ротор rа=28,175 от окружности rm=0,166 аw=0,581; S=576 мм2 - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,021; 0,002 и 0,009 обозначают зазор в мм в паре.
На фиг.9 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре Dк: обкладка rif=31,675 от окружности rs=2,618 aw=9,168; ротор rа=28,175 от окружности rm=2,6 aw=9,1; S=599 мм2 - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,004; 0,006 и 0,001 обозначают зазор в мм в паре.
Героторный механизм винтового гидравлического двигателя содержит статор, представляющий собой трубчатый корпус 1 с закрепленной в нем обкладкой 2 из эластомера, например из резины, с внутренними винтовыми зубьями 3, и расположенный внутри статора ротор 4 с наружными винтовыми зубьями 5, число которых на единицу меньше числа зубьев 3 обкладки 2, ходы винтовых зубьев 3 обкладки 2 и винтовых зубьев 5 ротора 4 пропорциональны их числам зубьев (не показаны), а центральная продольная ось 6 ротора 4 и центральная продольная ось 7 обкладки 2 смещены между собой на величину эксцентриситета 8, показано на фиг.1, 2.
Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является то, что торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2 из эластомера очерчен как огибающая кривая радиусов rs при повороте системы координат Хос, Уос, которой принадлежит окружность радиуса rs, а центр окружности радиуса rs расположен на окружности с радиусом Roc, проведенным из центра системы координат Хос, Уос, причем центр системы координат Хос, Уос смещен от центральной продольной оси 7 обкладки 2 на величину эксцентриситета 8, аw между центральными продольными осями 6 ротора 4 и 7 обкладки 2 и определен выражением:
Roc=rif-rs-aw,
где rif - радиус впадин зубьев 3 обкладки 2, угол поворота ϕc системы координат Хос, Уос относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, и угол поворота ψс системы координат Хс, Ус, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, связаны соотношением:
ψc=ϕсZp/Zc,
где Zp и Zc - числа зубьев ротора 4 и, соответственно, обкладки 2, а координаты Хс, Ус номинального профиля обкладки определены выражениями:
Xc=(Хосcosϕc-Уосsinϕc+aw)cosψс+(Хосsinϕс-Уосcosϕc)sinψc,
Ус=-(Хосcosϕс-Уосsinϕс+аw)sinψс+(Хосsinϕс+Уосcosϕc)cosψс,
показано на фиг.3, 5.
Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является то, что торцовый профиль зубьев 5 ротора 4 очерчен как огибающая кривая радиусов rm при повороте системы координат Хор, Уор, которой принадлежит окружность радиуса rm, а центр окружности радиуса rm расположен на окружности с радиусом Rop, проведенным из центра системы координат Хор, Уор, причем центр системы координат Хор, Уор смещен от центральной продольной оси 6 ротора 4 на величину эксцентриситета 8, аw и определен выражением:
Rop=rif-rm-2аw,
а угол поворота ϕр системы координат Хор, Уор относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4, и угол поворота ψр системы координат Хр, Ур, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4 относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, связаны соотношением:
ψp=ϕp(Zp-1)/Zp,
где Zp - число зубьев ротора, а координаты Хр, Ур номинального профиля ротора определены выражениями:
показано на фиг.4.
Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является также то, что радиус rs, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2, радиус rm, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 5 ротора 4, а также эксцентриситет 8, aw между центральной продольной осью 6 ротора 4 и центральной продольной осью 7 обкладки 2 связаны соотношениями:
На фиг.3 и 4 показаны схемы профилирования точки "С" обкладки 2 трубчатого корпуса 1 от образующей окружности радиуса rs и, соответственно, точки "Р" ротора 4 от образующей окружности радиуса rm.
При проектировании задают:
rif - номинальный радиус окружности вершин детали с наружными зубьями (окружности впадин для детали с внутренними зубьями);
aw - межцентровое расстояние в паре;
Zc - число зубьев обкладки статора;
δ - натяг в паре ротор-обкладка статора.
Исходя из требуемых энергетических характеристик, назначают радиусы образующих окружностей rs=(0,618...2,618)aw, rm=(0,166...2,618)aw, и находят профиль обкладки 2 статора по формулам:
профиль ротора:
Rop=rif-rm-2аw,
xop=Rop+rmcosαp,
уор=rmsinαp,
ψp=ϕp(zp-1)/zp,
xp=(xорcosϕp-уорsinϕp+aw)cosψp+(xорsinϕp-уopcosϕp)sinψp,
ур=-(xорcosϕp-уopsinϕp+aw)sinψp+(xорsinϕp+уopcosϕp)cosψp,
где:
Roc - радиус центра образующей окружности обкладки 2 статора rs,
Rop - радиус центра образующей окружности ротора rm,
xс и ус - координаты номинального профиля обкладки 2 статора,
хр и ур - координаты номинального профиля ротора 4,
ϕс и ψс - текущие углы поворота обкладки и его образующей окружности rs,
ϕp и ψp - текущие углы поворота ротора 4 и его образующей окружности rm,
αс - угол между осью Хос и нормалью к профилю обкладки статора в момент профилирования,
αp - угол между осью Хор и нормалью к профилю ротора 4 в момент профилирования,
rs - радиус образующей окружности обкладки 2 статора,
rm - радиус образующей окружности ротора 4.
Натяг в зацеплении получают, увеличив величины rif и rm, в формулах для определения профиля ротора 4 на величину δ.
Героторный механизм винтовой гидравлической машины работает следующим образом. При использовании героторного механизма в винтовом гидравлическом двигателе буровая жидкость подается в верхнюю часть героторного механизма по колонне бурильных труб (на фиг. не показаны).
Под действием перепада давления буровой жидкости ротор 4 совершает планетарное движение внутри статора, обкатываясь винтовыми зубьями 4 по винтовым зубьям 3 обкладки из эластомера 2, закрепленной в трубчатом корпусе 1, показано на фиг.1, 2.
При этом центральная продольная ось 6 ротора 4 совершает вращение вокруг центральной продольной оси 7 обкладки 2 из эластомера, закрепленной в трубчатом корпусе 1, по окружности радиуса аw, а сам ротор 4 поворачивается вокруг своей центральной продольной оси 6 в направлении, противоположном направлению планетарного движения, показано на фиг.2.
Кинематическое движение ротора 4 относительно обкладки 2 трубчатого корпуса 1 определяется качением без скольжения зубьев 5 ротора 4, торцовый профиль которых очерчен как огибающая кривая радиусов rm при повороте системы координат Хор, Уор, которой принадлежит окружность радиуса rm, а центр окружности радиуса rm расположен на окружности с радиусом Rop, проведенным из центра системы координат Хор, Уор, причем центр системы координат Хор, Уор смещен от центральной продольной оси 6 ротора 4 на величину эксцентриситета 8, аw и определен выражением:
Rop=rif-rm-2aw,
а угол поворота ϕр системы координат Хор, Уор относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4, и угол поворота ψр системы координат Хр, Ур, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4 относительно неподвижной системы координат Хкр, Укр, связаны соотношением:
ψр=ϕp(Zp-1)/Zp,
где Zp - число зубьев ротора 4, а координаты Хр, Ур номинального профиля ротора 4 определены выражениями:
Хр=(Хорcosϕр-Уорsinϕр+aw)cosψp+(Хорsinϕр-Уорcosϕр)sinψp,
Ур=-(Хорcosϕр-Уорsinϕр+аw)sinψр+(Хорsinϕр+Уорcosϕр)cosψp,
по винтовым зубьям 3 обкладки 2 трубчатого корпуса 1, торцовый профиль зубьев 3 которых очерчен как огибающая кривая радиусов rs при повороте системы координат Хос, Уос, которой принадлежит окружность радиуса rs, a центр окружности радиуса rs расположен на окружности с радиусом Roc, проведенным из центра системы координат Хос, Уос, причем центр системы координат Хос, Уос смещен от центральной продольной оси 7 обкладки 2 на величину эксцентриситета 8, aw между центральными продольными осями 6 ротора 4 и, соответственно, 7 обкладки 2 и определен выражением:
где rif - радиус впадин зубьев обкладки 2, угол поворота ϕc системы координат Хос, Уос относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, и угол поворота ψс системы координат Хс, Ус, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, относительно неподвижной системы координат Хк, Ук, связаны соотношением:
где Zp и Zc - числа зубьев 5 ротора 4 и, соответственно, 3 обкладки 2, а координаты Хс, Ус номинального профиля обкладки определены выражениями:
При этом радиус rs, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2, радиус rm, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 5 ротора 4, а также эксцентриситет 8, аw между центральной продольной осью 6 ротора 4 и центральной продольной осью 7 обкладки 2 связаны соотношениями:
При использовании героторного механизма в винтовых насосах ротор 4 приводится во вращение и, обкатываясь по зубьям 3 обкладки 2 трубчатого корпуса 1, преобразует механическую энергию вращения в гидравлическую энергию потока жидкости.
Кинематика движения ротора 4 винтового насоса и преимущества, получаемые при использовании заявленного героторного механизма, аналогичны описанным выше для винтового гидравлического двигателя.
Героторный механизм винтовой гидравлической машины при использовании в двигателях для вращения роторов от насосной подачи текучей среды или в насосах для подачи текучей среды за счет вращения роторов улучшает энергетические характеристики, по существу, развиваемую мощность и крутящий момент в двигателе или развиваемое давление и расход в насосе путем обеспечения максимальной площади поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре Dк, величине эксцентриситета зацепления механизма, числах зубьев обкладки и ротора за счет оптимизации величин радиусов окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.
Источники информации:
1. SU 93032 A, F16H 01/32, F16H 55/08, 21.03.1962.
2. RU 2166603 C1, E21B 4/02, 10.05.2001.
3. RU 2232317 C1, F16H 1/32, F16H 55/08, 10.07.2004 - прототип.
R=r-r-a,гдеr-радиусвпадинзубьевобкладки,уголповоротаϕсистемыкоординатХ,УотносительнонеподвижнойсистемыкоординатХ,У,центркоторойрасположеннацентральнойпродольнойосиобкладки,иуголповоротаψсистемыкоординатХ,У,центркоторойрасположеннацентральнойпродольнойосиобкладки,относительнонеподвижнойсистемыкоординатХ,У,связанысоотношением:Ψ=ϕZ/Z,гдеZиZ-числазубьевротораисоответственнообкладки,акоординатыХ,Уноминальногопрофиляобкладкиопределенывыражениями:1012200000024.tiftifdrawing145приэтомторцовыйпрофильзубьевротораочерченкакогибающаякриваярадиусовrприповоротесистемыкоординатХ,У,которойпринадлежитокружностьрадиусаr,ацентрокружностирадиусаrрасположеннаокружностисрадиусомR,проведеннымизцентрасистемыкоординатХ,У,причемцентрсистемыкоординатХ,Усмещенотцентральнойпродольнойосироторанавеличинуэксцентриситетааиопределенвыражением:R=r-r-2a,ауголповоротаϕсистемыкоординатХ,УотносительнонеподвижнойсистемыкоординатХ,У,центркоторойрасположеннацентральнойпродольнойосиротора,иуголповоротаψсистемыкоординатХ,У,центркоторойрасположеннацентральнойпродольнойосиротораотносительнонеподвижнойсистемыкоординатХ,У,связанысоотношением:ψ=ϕ(Z-1)/Z,гдеZ-числозубьевротора,акоординатыХ,Уноминальногопрофиляротораопределенывыражениями:Х=(Xcosϕ-Уsinϕ+a)cosψ+(Xsinϕ-Уcosϕ)sinψ,У=-(Xcosϕ-Уsinϕ+a)sinψ+(Xsinϕ+Уcosϕ)cosψ,r=(0,618...2,618)а,r=(0,166...2,618)а.1.Героторныймеханизмвинтовойгидравлическоймашины,содержащийстатор,представляющийсобойтрубчатыйкорпуссзакрепленнойвнемобкладкойизэластомера,напримеризрезины,свнутреннимивинтовымизубьямиирасположенныйвнутристаторароторснаружнымивинтовымизубьями,числокоторыхнаединицуменьшечислазубьевобкладки,ходывинтовыхзубьевобкладкиироторапропорциональныихчисламзубьев,ацентральныепродольныеосиротораиобкладкисмещенымеждусобойнавеличинуэксцентриситета,отличающийсятем,чтоторцовыйпрофильзубьеввобкладкеизэластомераочерченкакогибающаякриваярадиусовrприповоротесистемыкоординатХ,У,которойпринадлежитокружностьрадиусаr,ацентрокружностирадиусаrрасположеннаокружностисрадиусомR,проведеннымизцентрасистемыкоординатХ,У,причемцентрсистемыкоординатХ,Усмещенотцентральнойпродольнойосиобкладкинавеличинуэксцентриситетаамеждуцентральнымипродольнымиосямиротораиобкладкииопределенвыражением:12.Героторныймеханизмвинтовойгидравлическоймашиныпоп.1,отличающийсятем,чторадиусr,огибающаякоторыхобразуетторцовыйпрофильзубьеввобкладке,радиусr,огибающаякоторыхобразуетторцовыйпрофильзубьевротора,атакжеэксцентриситетaмеждуцентральнымипродольнымиосямиротораиобкладкисвязанысоотношениями:2