Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Эти параметры имеют особое влияние на шум при работе насоса.
Практика показывает, что при массовом производстве шестеренчатых насосов в зависимости от качества изготовления и подбора шестерен, шум насосов изменяется от 60 до 90 децибел (1 децибел равен 1,1 фона).
Если пределы шума 60—65 децибел можно считать приемлемыми, то шум от 80 до 90 децибел совершенно недопустим для насосов станков и других машин, работающих в помещениях. Большое влияние на шум оказывает форма и расположение пятна касания на профилях зубьев шестерен.
Если среднее расположение пятна касания по высоте и длине профилей зубьев дает вполне удовлетворительные результаты, то расположение пятна касания у краев зубьев или в виде дзух отдельных
57
полос на профиле зубьев шестерен приводит к скрежету при работе насоса, часто вызывая совершенно недопустимый шум.
Улучшение пятна касания двух шестерен можно достичь их совместной обкаткой (приработкой) на специальных станках.
Появление повышенного шума и ненормальная работа шестерен могут также вызываться перекосом осей валов или их прогибом при работе насоса под давлением, что искажает работу даже хорошо изготовленной пары шестерен.
8. Корпусные детали и компоновка насоса
Для нормальной работы шестеренчатых насосов необходимо соблюдать следующие требования к корпусным деталям.
Расстояния между осями шестерен могут быть выдержаны в пределах 0,03—0,04 мм\ йо к параллельности осей предъявляются строгие требования. Параллельность осей на ширине шестерен должна быть выдержана в пределах 0,01—0,012 мм. Кроме того, во избежание перекосов перпендикулярность осей отверстий к торцам корпусных деталей должна быть обеспечена также в пределах 0,01— 0,012 мм.
Концентричность отверстий для шестерен и подшипников выдерживается 0,02 мм.
Отверстия для подшипников и шестерён обычно выполняются по
2-му классу точности. Посадку шестерен с отверстиями корпуса выбирают -jj- или -щ- в зависимости от величины давления, развиваемого насосом. Во избежание задевания шестерен о поверхность корпуса при отжиме их давлением в сторону погости всасывания необходим расчет размерных цепей в радиальном направлении.
Корпусные детали шестеренчатых насосов конструктивно определяются выбранной схемой компоновки насоса. Принципиально можно отметить четыре основных компоновки деталей насосов {фиг. 18), не считая насосов с подшипниками, вынесенными из корпуса, которые применяются для несмазывающих жидкостей.
На фиг. 18,а изображен насос с расточкой в корпусе двух отверстий для шестерен и отверстий для подшипников валиков, из которых одно сквозное, а второе глухое. Крышка насоса имеет два глухих отверстия для псдшипников валиков.
Данная конструкция насоса представляет первую его компоновку со времени начала промышленного применения шестеренчатых насосов.
В связи с трудностью технологического выполнения указанных выше требований к точности изготовления корпусных деталей по схеме фиг. 18,а, ввиду наличия концентрических расточек с глубокими отверстиями, появилась конструкция насосов, приведенная на фиг. 18,6 и 18,в.
В этих конструкциях с разрезным корпусом расточка отверстий для шестерен легко может быть выполнена «на проход» (фиг. 18,г).
58
Отверстия для подшипников в боковых крышках хотя и являются глухими, но представляют меньшие трудности в обработке, чем при концентрических. Для совместного центрирования корпуса и боковых крышек Ьредусмотрены направляющие шпильки с плотной посадкой.
Отверстия для шпилек во всех трех деталях должны быть базами при их обработке.
Трудностями данной конструкции являются требования высокой точности к соблюдению расстояний между осями отверстий для шпилек и их размерной связи с отверстиями для шестерен и втулок.
* в *
Фиг. 18. Схема компоновки шестеренчатых насосов.
Однако эти требования могут быть выполнены при обработке всех отверстий на алмазно-расточных станках.
Компоновка насоса по схеме (фиг. 18,г) отличается от предыдущей тем, что в корпусе насоса имеется всего два сквозных отверстия, которые одновременно являются камерами шестерен и служат для помещения подшипниковых втулок. При плотной посадке втулок обеспечивается достаточная жесткость системы.
Технологические трудности при выполнении деталей насосов по данной схеме заключаются в строгом соблюдении параллельности и перпендикулярности торцов корпуса и втулок к осям отверстий, а также в жестких допусках на ширину корпуса, втулок и шестерен.
Так как допуск зазора равен сумме допусков деталей, его образующих, то при назначении допуска торцового зазора насоса в пределах 0,03—0,06 мм средняя точность изготовления указанных деталей по длине составит 0,01—0,02 мм.
59*
Такая точность может быть достигнута при плоском шлифовании деталей.
Компоновка насоса по схеме (фиг. 18,г) положена в основу осуществления принципа гидравлического поджима втулок при помощи давления жидкости, нагнетаемой насосом, для компенсации торцовых зазоров.
Последнее обстоятельство привело к созданию конструкции насосов с компоновкой по схеме (фиг. 18,д). В этой схеме втулки выполнены ступенчатыми с целью уплотнения круглыми резиновыми кольцами полостей со стороны крышки, в которые подводится масло под давлением для поджима втулок к шестерням. Втулки имеют сопря-
