Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Кроме того, масло в зоне всасывания перетекает из канавок ф в окно всасывания, теряя при этом давление от р до давления всасывания (условно будем считать его равным атмосферному).
Фиг. 50. Эпюра гидравлических - давлений на втулку и ось:
/ — эпюра давления на втулку в зоне нагнетания; II — эпюра давления на втулку в зоне всасывания; III — суммарная эпюра давления на втулку.
125
На длине окна нагнетания b будет действовать давление р.
Из построенных эпюр этих давлений видно, что неуравновешенными остаются давление р на длине окна, действующее на площади D X Ъ (проекции участка оси) и давления рт р до нуля на длине двух
участков а, которые могут быть заменены давлениями р на длине
действующими на площади D X — (площадь треугольника I равна
площади треугольника //).
Таким образом, сила, отжимающая ротор от оси и направленная против силы Ry, будет равна
Г = pDb -f- 2pD ~ ;
Г = pD (b + а) кг. (139)
Чтобы сила Г уравновешивала силу Ry, необходимо определить расстояние от окна до разгрузочных канавок из следующего равенства
Ry = pD (b + а) кг,
откуда
где р — давление в кг/см2\ D, Ьу а в см.
Сила Rx, действующая на ротор, не может быть уравновешена и нагружает шарикоподшипники ротора.
Обычно шарикоподшипники отстоят на равных расстояниях от оси симметрии рядов поршней, и тогда на каждый из них действует
Rx
сила -у , которую и принимают для расчета долговечности лод-шипников.
Для удобства монтажа диаметр отверстия у подшипника 4 (фиг. 49) выбирают меньше, а у подшипника 5 больше уплотняющего диаметра оси.
Так как диаметр уплотняющей части оси D выбирается из условий скорости течения масла в ее каналах, то этим и определяются размеры отверстий шарикоподшипников.
Расчетная долговечность однорядных шарикоподшипников у многих спроектированных радиально-поршневых насосов составляет во много раз более 5000 ч.
Необходимо отметить, что гидравлическая разгрузка более эффективна у роторных узлов, имеющих шарикоподшипники, так как в этом случае зазор между втулкой и осью распределяется равномерно, чего нет в узлах, выполненных на скользящих подшипниках. Шарикоподшипники повышают механический к. п. д. насосов.
126
Для надежной работы роторного узла необходимо, применять подшипники классов П или В, а также обеспечивать строгую соосность отверстий для подшипников в роторе с отверстиехМ втулки и посадочных мест подшипников с уплотняющей частью оси.
Несмотря на то, что сопряжение ротора с осью на шарикоподшипниках дает несколько пониженные значения объемных к. п. д. насосов, оно получило распространение в силу его большей надежности и износоустойчивости.
На ось насоса действует сила Rx (127), которая передается через шарикоподшипники ротора, и сила Ry (128), которая передается через гидравлическое давление, действующее в окне нагнетания и в зазоре между втулкой ротора и осью.
Сила R стремится изогнуть ось и приложена под углом т к ее вертикальной оси.
Величина угла т определяется выражением
Так как ось запрессована в корпус, ее можно рассматривать как балку, защемленную одним концом и нагруженную силой на расстоянии, равном размеру от торца корпуса в месте запрессовки до середины окна нагнетания. В связи с тем, что поперечное сечение оси определяется из условия обеспечения определенной скорости течения масла в ее всасывающих каналах, как правило, изгибающие напряжения в материале оси бывают небольшими.
Под влиянием нагружения силой R ось может прогибаться.
Величина этого прогиба не должна выходить за пределы, установленные для шпинделей станков.
Кроме общего прогиба оси, как балки, защемленной одним концом, может происходить прогиб уплотняющей части оси во втулке под Действием усилия от гидравлического давления масла в окне оси и зазорах между втулкой и осью.
Если данный прогиб будет больше зазора, то это приведет к заеданию втулки на оси. При определении прогиба уплотняющей части оси ее можно рассматривать как балку на ножевых опорах с пролетом, равным расстоянию между срединами шарикоподшипников.
Необходимо, чтобы величина прогиба оси в месте сопряжения со втулкой ротора была значительно меньше половины зазора между ними, во избежание металлического контакта, приводящего к заеданиям.
Исходя из усилий, действующих в сопряжении ось — ротор, необходимо определить максимальное значение величины прогиба оси.,
Значительно проще и с достаточной точностью это может быть сделано графическим методом (см. фиг. 7).
При получении больших прогибов оси 'ее поперечное сечение должно быть усилено либо за счет уменьшения диаметра отверстий каналов, либо за счет увеличения диаметра уплотняющей части.
127
5. Коэффициенты полезного действия поршневых насосов радиального типа
Объемные к. п. д. поршневых насосов серии НП при их работе на масле марки индустриальное 20 при температуре 45—50° для сопряжения ротора с осью на шарикоподшипниках приведены в табл. 18.
Таблица 18
Значения объемних к. п. д. поршневых насосов радиального типа серии НП при работе на масле индустриальное 20
Тип насос'1 Рабочее давление в кг/см.2 Наибольшая" производительность в л/мин при рабочем давлении Объемный к. п. д. при наибольшей производительности Зазор] поршни—ротор ы в мм втулка ротора - ось
