Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
"Чус. мех 5=5 'Цмех'Цгид-
Определение механического к. п. д. не представляет затруднений.
32
Величины механических к. п. д. зависят от конструкций и качества изготовления насосов, а также от степени нагружения трущихся деталей, т. е. от величины давления, развиваемого насосом.
На величины механических к. п. д. влияют: тип опорных подшипников валов насосов, конструкция уплотнений валов, чистота и точность обработки трущихся деталей (особенно элементов зубчатого зацепления), а также вязкость жидкости.
Значение условных механических к. п. д. (включающих т^з) для насосов типов Ш приведены в табл. 5.
Таблица 5
Фактические значения механических (условных) и общих к. п. д. насосов типа Ш (при работе на масле индустриальное 20 (веретенное „3“) при температуре 45—50°С
Гип насоса Производительность в л/мин. при давлении р Давление р в кг/см* Условный механический к. п. д. Общий к. п. д.
ШС-5 5 5 0,31 0,25
ШС-8 8 5 0,32 0,26
III-12 12 13 0,49 0,42
Ш-18 18 13 0,55 0,47
Ш-25 25 13 0,61 0,53
Ш-35 35 13 0,58 0,50
Ш 50 50 13 0,65 0,57
Ш-70 70 13 0,61 0,55
Ш-100 100 13 0,62 0,57
Ш-125 125 13 0,63 0,59
5. Усилия, действующие на шестерни
При работе насоса шестерни подвержены действию следующих усилий:
а) гидравлического давления жидкости на площадь проекции шестерен;
б) крутящего момента, вызванного гидравлическим давлением на зубья шестерен.
На шестерни А и Б (фиг. 6) действует усилие от давления жидкости р в камере нагнетания, равное разности индикаторного давления и давления всасывания:
Р ~ Рт — Ро
Этому давлению подвержены зубья, находящиеся в рабочей камере.
При вращении шестерен величина поверхности зубьев, подверженная давлению в рабочей камере, меняется. Поэтому усилие, действующее на шестерни от этого давления, также меняется.
Кроме того, шестерни нагружены усилием от гидравлического давления жидкости, находящейся во впадинах зубьев и кольцевых зазорах по периферии на участках окружностей от нагнетательной до всасывающей камер.
3 1336
33
В связи с разностью давлений рт и р0 жидкость через радиальные зазоры (между корпусом и головками зубьев) перетекает из полости нагнетания в полость всасывания. Проходя через узкие щели, жидкость постепенно теряет давление от рт до р0, создавая соответственные давления во впадинах зубьев, находящихся на пути ее течения (см. заштрихованную часть на фиг. 6).
Суммарное усилие от действия гидравлического давления определится как результирующее усилий изменяющихся давлений, действующих на зубья на дуге окружности между нагнетанием и
всасыванием, и усилие от действия давления на зубья, находящиеся в полости нагнетания. Точный теоретический расчет суммарного усилия представляет большие трудности.
Падение давления от рт]до р0 подчиняется линейному закону. Исходя из этого и принимая, что в зоне всасывания и нагнетания. находится по Vs части окружности выступов шестерен, некоторые зарубежные авторы; а также отечественные авторы: В. В. Ермаков, Е. М. Хаймович и другие считают, что суммарное усилие от действия гидравлического давления на шестерни может быть определено по следующей формуле:
Р = (0,6 0,7) (рт — Ро) Deb кг, (54)
где De —диаметр окружности выступов в см;
Ь — ширина шестерни в см;
Рт и р0 — давления в кг/см2.
На основании опытов завода «Гидропривод» над насосом ИЫОО можно сделать вывод, что сила гидравлического давления на шестерню на 19—22% больше, чем определенная по формуле (54) с коэффициентом 0,7.
При проведении указанных опытов давление во впадинах зубьев шестерен измерялось при помощи мембранных емкостных датчиков и шлейфового осциллографа.
Для возможности изменения давления во впадинах зубьев шестерен насос был переделан следующим образом. Ведомый вал насоса был выведен наружу через уплотнение. В месте выхода вала к крышке насоса был привернут колпак, имеющий резьбовое отверстие для установки мембранного датчика. Полость колпака через осевое СЕер-ление вала и радиальное сверление во впадине между зубьями шестерни была соединена с этой впадиной.
Таким образом, мембранный датчик непосредственно соединялся с полостью одной впадины. При вращении шестерни можно было зафиксировать давление при любом положения впадины. Второй датчик через отверстие в корпусе был соединен с камерой нагнетания насоса.
Фиг. 6. Схема для определения усилий, действующих на шестерни.
34
Для ориентирования давления во впадине относительно положения шестерни к корпусу на ведущем валу насоса был установлен диск-отметчик в виде текстолитовой шайбы с якорем.
Проходя через поле электромагнита, якорь давал импульс, который параллельно с регистрацией давления во впадине наносился на ленту осциллографа.
Опыты завода совпадают с выводами Е. М. Юдина [10] о том, что значение Р = (0,6 0,7) pbDe является заниженным.
Крутящий момент от давления рт в камере нагнетания вызывает усилия, которые неодинаково нагружают ведущую А и ведомую Б шестерни (фиг. 6).
Сила реакции крутящего момента для ведомой шестерни увеличивает результирующее усилие на нее, а для ведущей шестерни, наоборот, уменьшает результирующее усилие. Поэтому нагрузка на подшипники ведомой шестерни всегда будет большей, чем для ведущей.
