Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Учитывая гидравлическое давление и усилие крутящего момента, для ведомой шестерни полная нагрузка может быть определена по формуле
Р = 0,85 (рт — ро) Deb кг, (55)
для ведущей шестерни нагрузка составляет 0,75Р.
Точное теоретическое определение усилий, действующих на ведомую шестерню, может быть сделано по формулам, обоснованным
Е. М. Юдиным [10].
6. Валы и подшипники
Валы насосов рассчитываются на прочность исходя из нагрузок, действующих на шестерни.
В связи с наличием малых зазоров между шестернями и корпусом прогиб валов может привести к перекосу шестерен, нарушению нормального зубчатого зацепления, задирам о корпус, а также вредно отразиться на работе подшипников.
Поэтому диаметры валов выбирают исходя из условий обеспечения жесткости.
Для зубчатых передач станков рекомендуется следующее отношение наибольшей стрелы прогиба вала шестерней к расстоянию между их опорами
ip ;? (0,0001 -т- 0,0005),
где /шах — максимальная стрела прогиба вала под шестернями в мм;
I — расстояние вала между опорами в мм.
Для валов насосов это отношение будет •
Jjp. (0,00005 -т- 0,0001).
3*
35
Независимо от размеров насоса и величины его торцовых зазоров не рекомендуется, чтобы стрела прогиба была более 0,005 мм.
Величину прогиба для гладких валов можно определять аналитическим способом по формулам сопротивления материалов. При ступенчатой форме валов прогибы удобнее определять графическим способом.
Модуль упругости для закаленных валов принимается Е = 2,1.10е.
На фиг. 7 показан пример графического определения прогиба вала ведомой шестерни одного из насосов, у которого шестерня выполнена заодно с цапфами.
При расчете прогибов валов существенное значение имеет отнесение опор к тому или иному типу.
При применении подшипников качения (по одному в каждой опоре) вал насоса можно рассматривать как балку на шарнирных опорах.
При применении подшипников скольжения с соотношением длины
к диаметру = 1,5 -г 1,6 для валов насосов надежнее рассматривать
вал как лежащий на шарнирных опорах. В связи с относительно большими нагрузками на шестерни выбор надлежащих конструкций опор является очень важным для длительной работы насоса;
При высоких давлениях жидкости в насосах точное определение нагрузок на опоры валов шестерен имеет особенно важное значение для набора подшипников, которые являются наиболее уязвимым узлом в работе насосов.
На первом этапе развития шестеренчатых насосов применялись подшипники скольжения. Давление, развиваемое насосами, составляло 10 кг/см2; долговечность опор была невысокой.
4iB дальнейшем были применены подшипники качения, которые позволили довести давление, развиваемое насосами, до 100 кг!см2 и выше.
При больших нагрузках на шестерни и относительно малых расстояниях между их осями подбор стандартных подшипников качения обычно не приводит к положительным результатам, так как для шестеренчатых насосов требуются подшипники с малым наружным диаметром и большой несущей способностью. Поэтому целесообразно иметь подшипники без внутреннего кольца. Так, как заводы-поставщики не изготовляют подшипников без внутренних колец, то заводы-изготовители насосов сами изготовляют требуемые наружные кольца и применяют к ним свободные ролики или иглы. Роликовые подшипники являются надежными и выносливыми в работе.
Расчет подшипников качения обычно ведется исходя из 5000 ч их работы при полной нагрузке насоса максимальным рабочим давлением.
На подшипники действуют реакции опор валов насоса. Расчет подшипников качения с постоянным числом оборотов производится по формуле
С = Якбкткк (лЛ)0'3,' (56)
36
| il qb =/720кг
Jt,2,23CM‘f
Jq=5,82cm*
К-10000
Прогиб Юмм
24,6 Ю_
ЮООО
=0,02^6 мм
Масштабы:
Линейный:
Сил:
Моментов:
0,5см* 1см Ю0кг*1см Ю00кгсм*2см
Фиктивных нагрузок и полюсного расстояния: <Юкгсм*?Шм
Фиг. 7. График для олределения прогиба вала ведомой шестерни:
Q\X* g(*--“4>1)V.
У У 2
Af,-;*; 2,6; a — схема фиктивных нагрузок Р =*S кг/см* и эпюра
а — схема сил! б — эпюра моментов Af моментов Л?
-кгслц в — эпюра фиктивных
'•f
Л' Л
прогибов — tj ели д
многоугольник сил.
где С—коэффициент работоспособности;
R — нагрузка на подшипник в кг\
Кб — коэффициент, характеризующий вид нагрузки;
кт — температурный коэффициент;
кк — коэффициент, зависящий от вращения наружного или внутреннего кольца;
(лЛ)0’3 — коэффициент, зависящий от срока службы h (в часах) и числа оборотов п (в минуту).
Для условий работы шестеренчатых насосов можно^ принимать следующие значения коэффициентов:
Кб — 1 при отсутствии резкого колебания давления;
Кб = 1,2 при резком колебании давления;
Кт = 1, так как насосы работают при температуре до 100°С;
кк = 1, так как вращается внутреннее кольцо (вал).
Значение коэффициента (nh)°>3 выбирают исходя из величины nh по соответствующим таблицам, приведенным в Справочнике металлиста [6].
Значение коэффициента работоспособности С может быть определено по формулам, разработанным Первым государственным подшипниковым заводом (1ГПЗ) для роликовых подшипников:
С = 60 z°>7dl при -J- = 1 -г 1,25;
