Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
71
втулка А давлением насоса ,р из полости Д прижималась к шестерне С с усилием, обеспечивающим, с одной стороны, достаточное уплотнение по торцу, с другой стороны, это усилие не должно быть чрезмерным, чтобы не вызвать граничное трение и повышенный износ торцов втулки и шестерни.
Если бы давление во всех впадинах шестерни было одинаково, то усилие Рш, с которым втулка отжимается от шестерни (без учета
давления масла в торцовом зазоре), было бы равно
/>„, = * (Я?-Я?) р.
При таком положении нетрудно рассчитать усилие Рв от давления р на площадь втулки Б, которое будет прижимать ее к шестерне
Рв = ъ{№ — г2)р, (92)
Фиг. 23. Схема расчета гидравлической
компенсации торцовых зазоров шестерен- выбрав г из условия Рв>Рш. чатого насоса.
Однако, как это рассматривалось payee, давление во впадинах шестерен изменяется от величины р в полости нагнетания до разряжения в полости всасывания.
Характер падения давления во впадинах шестерен обычно принимается прямолинейным. ¦
При этом допущении усилие
Рш =(0,75- 0,85)(№-Ю)т.р, (93)
тогда, задавшись величиной Рв > Рш из формулы (92), можно определить необходимую площадь Б втулки и значение радиуса.
Разность усилий Рв — Р.ш должна быть такой, чтобы удельное давление руо на втулки из рловянисто-свинцовистой бронзы не превышало 80—100 кг/см2 при значении pydV 150 -г 200, где рУд — удельное давление на торец втулки в кг/см2\ v — окружная скорость шестерни в м/сек.
Теоретический расчет величины площади поджатая втулки является приближенным и требует практической проверки.
Кроме того, концентричное расположение площади поджатая- втулки создает усилия, которые не будут уравновешены встречными усилиями от давлений во впадинах зубьев шестерни, что может вызвать перекос и неравномерный изнЬс, а иногда и заедание втулок и шестерен.
Поэтому площадь поджатия должна быть сдвинута с центра втулки в сторону полости нагнетания насоса. При этом уменьшаются усилия в полости всасывания, которые не будут встречать ответных усилий1 из впадин зубьев шестерен.
Величину этого смещения необходимо проверить экспериментально.
72
В книге Е. М. Юдина 110] разработаны точные и приближенные формулы для определения величины площади поджатия втулки и координат ее центра тяжести (фиг. 23, 24); ниже приводим приближенные расчетные формулы:
Эти формулы основаны на допущении, что падение давления во впадинах шестерни подчиняется линейному закону, а поэтому также подлежат экспериментальной проверке, ибо отдельные опыты показывают, что характер распределения давления во впадинах. зубьев шестерен зависит от многих факторов и не всегда является линейным.
П. Основные направления в развитии шестеренчатых насосов
за рубежом
Шестеренчатые насосы, в связи с их относительной простотой и надежностью конструкции, а также дешевизной изготовления по сравнению с другими типами насосов, находят все большее применение в машиностроении.
Этому способствует возможность использования шестеренчатых насосов в качестве гидравлических двигателей.
В капиталистических странах шестеренчатые насосы изготовляются самых разнообразных конструкций десятками фирм, что объясняется конкуренцией и отсутствием плановой системы.
Несмотря на это, аналИз характеристик и отличительных черт конструкций шестеренчатых насосов показывает некоторые общие направления, в их развитии за последние годы.
Основные характеристики шестеренчатых насосов, изготовляемых в США (по данным проспектов и рекламных объявлений отдельных фирм), представлены в табл. 13.
Большинство насосов в QUA изготовляется с прямозубыми шестернями наружного зацепления (21 фирма из 32).
Имеется общая тенденция к повышению числа оборотов шестеренчатых насосов от 2000 до 3000 в минуту и выше.
Это объясняется уравновешенностью вращающихся частей и развитием технологических возможностей по точному изготовлению
^ 0,7 (RI - - 0,9 [3/?•? (г* + r\Rj + Г2 ?f)j .
' 20 [3tff - {Rf + Rr, + rpj
(95)
17,3 (/?e3 - Rj) + 5,3 13/?; - (H + + r2R])]
Фиг. 24. Схема определения координат центра тяжести пло*, щади поджатия.
20 [ЗЯ* -(Д? + Rtr, +rpj
(96)
73
гебметрии зубчатых зацеплений с высокой чистотой поверхностей* что обеспечивает высокие окружные скорости шестерен'..
Таблица 13
Характеристики шестеренчатых насосов, изготовляемых в США [12]
Типы насосов Производительность в л!мин Давление в кг/см.2 Число оборотов в минуту вес в кг
min max min | max min , | max min max
С наружным зацеплением шестерен 0,75 550 7,0 175,5 1200 3600 3,7 240
С внуфенним зацеплением шестерен (без проме-/ жуточного тела) 1 . . . 0,9 136 70,0 140,0 1200 1800 4,8 22,6
С внутренним зацеплени-«м шестерен (с промежуточным телом) . 19,0 1140 10,5 35,0 360 1200 5,5 100,5
Необходимо отметить, что при одной и той же производительности нагрузки на опоры валов шестерен будут меньше у насоса с более высоким числом оборотов, так как площади качающих элементов (шестерен) при этом относительно уменьшаются по сравнению с низкооборотным насосом*
Английская фирма «Киловейт» на Олимпийской выставке 1956 г. демонстрировала гамму шестеренчатых насосов с наружным зацеплением шестерен, с производительностью от 22 до 1200 л!мин для давлений до 120 кг/см2. Конструкция насосов выполнена с разрезным корпусом. Число оборотов этих насосов составляет:
