Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Таблица 8
Значения Kh в зависимости от й и [6]
1 Ко
d и.з 0.4 0,5 0,6 J 0,8 | | 1.0 1.25 | | 1.6
2,0 0,38 0,34 0,31 0,27 0,23
1,5 — — 0,38 0,35 0,31 0,28 0,25 0,21
1,2 — 0,37 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,19
1,0 0,33 0,35 0,32 0,29 0,26 0,23 0,20 0,17
0,9 0,36 0,33 0,30 0,28 0,24 0,21 0,185 0,16
0,8 0,35 0,31 0,28 0,26 0,22 0,20 0,17 0,145
0,7 0,32 0,29 0,26 0,24 0,20 0,18 0,155 0,135
0,6 0,29 0,26 0,23 0,21 0,18 0,16 0,14 0,12
0,5 0,26 0,22 0,20 0,18 0,15 0,135 0,12 0,10
1 Ко
d 2.0 2,5 | 3.2 | | 4,0 5,0 6.0 8,0 ю.о
2,0 0,20 0,17 0,14 0,11 0,09 0,075 0,06 0,05
1,5 0,18 0,15 0,125 0,10 0,085 0,07 0,055 0,045
1,2 0,16 0,14 0,115 0,095 0,075 0,065 0,05 0,045
1,0 0,145 0,125 0,10 0,085 0,07 0,06 0,045 0,04
0,9 0,135 0,115 0,095 0,08 0,065 0,06 0,045 0,04
0,8 0,125 0,105 0,09 0,075 0,06 0,055 0,04 0,035
0,7 0,11 0,095 0,08 0,07 0,055 0,05 0,04 0,035
0,6 0,10 0,085 0,07 0,06 0,05 0,045 0,035 0,03
0,5 0,085 0,075 0,06 0,05 0,045 0,04 0,03 0,025
Температура подшипника зависит от работы трения вала о вкладыш, а также от количества охлаждающего масла, протекающего через подшипник.
Введем дополнительные обозначения: v — окружная скорость вала в м/сек;
/—коэффициент трения в подшипнике
г ^ А
Ki <— коэффициент, определяемый по табл. 9 в зависимости от
„ 1 Ко и -j;
Q—количество тепла, выделяемого подшипником за 1 мин;
t\ — температура входящего в подшипник масла в °С;
/2 — температура выходящего из подшипника масла в °С;
Vi — объем масла, требуемый для охлаждения подшипника в л!мин\
t'i — температура окружающей среды в °С;
t2 — температура корпуса подшипника в °С;.
Количество тепла, выделяющееся подшипником за 1 мин 161, определяется по формуле
60
Q = ^27 Pfv ккал/ман. (66)
Количество масла, прокачиваемое через подшипник для его охлаждения, определяется по формуле
V як (2 -т- 3) л!мин. (67)
н — *1
Для предварительных расчетов можно принимать t2 — — 10
и ?2 == 50 70°0 с последующей проверкой.
При выносных подшипниках и охлаждении через корпус площадь охлаждения корпуса определяется по формуле
FK^(4 + 8)-^-r- м\ (68)
гч~~
где 12— t\ можно предварительно принять равным 30®(5.
Канавки для прокачивания масла через втулки делают с профилем, очерченным по радиусу (при применении чистого масла сопряжения канавок с окружностью отверстия втулки закругляются).*
Таблица 9
Значения коэффициента Kf в зависимости от Ко и отношения 1— f 61 ' а
1 к»
d 0,3 0,4 0,6 0,6 о,* М 1,26 1,6
>1 _ 7,5 6,5 5,5 4,5 3,5 3 2,5
0,7 11 9 7 6 5 4 3,5 2,9
0,5 12 10 8 6,5 5,5 4,7 4 3,5
i 1 Ко
d 2,0 2,5 3,2 4,0 5,0 | 6,0 8,0 10,0
>1 2,1 1,8 1,5 1,3 1,1 1 0,95 0,9
0,7 2,5 2,2 2 1,7 1,5 1,4 1,3 1,2
0,5 3,1 2,8 2,6 2,4 1,2 2 1,95 1,9
45
Материалы, применяемые 'для вкладышей подшипников жидкостного трения, должны отвечать следующим требованиям: 1) достаточной усталостной прочности; 2) хорошей прирабатываемости; 3) сопротивляемости коррозии; 4) способности самосмазки на короткое время, 5) хорошей теплопроводности; 6) способности вбирать загрязнения, попавшие в масляный слой; 7) относительной высокой теплоемкости; 8) отсутствию вредных примесей.
Материалы с указанными свойствами, применяемые для изготовления, называются антифрикционными. Из всех антифрикционных материалов (баббиты, свинцовистые бронзы, оловянно-свинцовые бронзы, алюминиевые бронзы, фосфористые бронзы, антифрикционные чугуны и алюминиевые сплавы для вкладышей подшипников шестеренчатых насосов высоких давлений) наибольшее распространение получили у нас и за рубежом оловянно-свинцовые бронзы с добавлением 2% никеля. Некоторые иностранные фирмы добав-^ ляют 6 бронзу 0,5% серебра.
Английская фирма Даути, имеющая долголетний опыт изготовления шестеренчатых насосов, изготовляет втулки для скользящих подшипников жидкостного трения из свинцовистой бронзы.
Для предотвращения заедания валов и шестерен, со втулками из бронзы в первоначальный период приработки применяется гальванизация поверхностей отверстий и торцов втулок свинцом толщиной 0,005 мм.
7. Шестерни
У большинства изготовляемых насосов шестерни имеют прямые зубья. Это объясняется простотой изготовления прямозубых шестерен по сравнению с их другими видами (спиральные, шевронные).
Некоторые зарубежные фирмы применяют в своих насосах шестерни со спиральными зубьями, рекламируя плавную подачу масла.1
Так как при высоких числах оборотов насосов частота пульсации очень велика (обычно свыше 300 циклов в секунду), то для обычных гидросистем при величине пульсации 14—18% неравномерность подачи масла является неощутимой.
В случае применения спиральных шестерен, угол спирали зубьев выбирают таким,, чтобы сдвиг зубьев по окружности на торцах шестерен составлял половину шага.
Радиальный зазор во впадинах спиральных шестерен мо^кет быть использован для отвода запертого между зубьями масла в полость нагнетания.
При работе спиральных шестерен возникают осевые усилия, .которые стремятся прижать шестерни к торцам корпуса, что может вызвать интенсивный износ и увеличение торцовых зазоров.
