Научная литература
booksshare.net -> Добавить материал -> Машиностроение -> Леонов А.Е. -> "Насосы гидравлических систем станков и машин" -> 57

Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.

Леонов А.Е. Насосы гидравлических систем станков и машин — МАШГИЗ, 1960. — 229 c.
Скачать (прямая ссылка): nasosigidravlicheskihsistem1960.djvu
Предыдущая << 1 .. 51 52 53 54 55 56 < 57 > 58 59 60 61 62 63 .. 78 >> Следующая

Для уменьшения влияния масс всасывающих клапанов на время их закрытия у насосов большой производительности вместо одного всасывающего клапана большого размера делают несколько клапанов малых размеров или изготовляют клапан из легких сплавов.
При этом уменьшаются потери производительности насоса из-за опоздания закрытия всасывающих клапанов.
Из-за опоздания закрытия нагнетательных клапанов производительность клапанных насосов без нагружения давлением будет несколько меньше расчетной теоретической производительности.
159
У насосов со всасывающим клапаном, встроенным в торце поршня, потери производительности при его закрытии не происходит, так как движение поршня (ход нагнетания) начинается только после закрытия клапана.
3. Усилия, действующие в эксцентриковых насосах
При работе насоса (фиг. 66), нагруженного давлением в, период нагнетания (эксцентрик вращается по часовой стрелке) от действия
эксцентрика на поршень возникает сила /?, которая может быть -разложена на составляющие:
N— нормальное усилие,
N = R coscp;
F — сила трения эксцентрика о торец поршня,
F = R sin ср,
где ср — угол трения.
Сила трения F стремится ' перекосить поршень в его направляющих (отверстии) в связи с наличием зазора между ними.
От действия силы F возникают нормальные боковые усилия, прижимающие поршень к направляющим.
Нормальные боковые усилия имеют максимальные значения в конечных точках сопряжения поршня с направляющими и уменьшаются к его средине до нуля по закону треугольника.
Равнодействующие нормальных усилий N1 и N2 приложены в точках С и D I
на расстоянии -g- от конеч-
Фиг. 66. Схема усилий, действующих на эксцентрик.
ных точек сопряжения.»
Во время движения поршня в точках С и D будут возникать силы трения Fi = NJ и F2 = направленные против движения.
160
В рассматриваемый период рабочая камера поршня соединена с линией нагнетания и на поршень действует сила гидравлического давления Q, направленная против движения поршня
Q = — Р кг,
где р — давление жидкости в кг/см2; d—диаметр поршня в см.
Поршень постоянно прижимается к эксцентрику пружиной с силой Т, препятствующей его движению при нагнетании.
В связи с неравномерным движением поршня возникает сила инерции его массы J.
Так как усилие пружины Т и сила инерции J по сравнению с силой гидравлического давления Q имеют очень малое значение, то для практических расчетов ими можно пренебречь.
Также пренебрегаем трением качения эксцентрика о торец поршня и полагаем коэффициенты трения одинаковыми для всех трущихся пар.
Из условий равновесия поршня можно написать:
F = Ni + JV, = О,
-Q-f(N1 + Ni) + Rco$<? = 0, (144)
а также уравнение моментов относительно точки Е, лежащей на оси поршня посредине расстояния I,
— {Ni + Nz)-t---R sincp^-+ yj + Ne cos a = 0. (145)
Определив значение JVt + JV2 из уравнения (144) и подставив его в уравнение (145), учитывая, что
N = R cos (р и у — А — г — е sin a,
будем иметь:
Q
R = -
/. 2/е / + 2Л — 2r — 2е sin а \ ’
cos tf II-j- cos a -(- / tg a — ---------------j-J
Так как tgy = f, to
7. We , c„/ + 2Л - 2r-2esina \ * (146)
COS 9 II-----------J- COS a + /а —!-------- I
Максимальное значение силы R будет при повороте эксцентрика
на угол a = 90°, когда знаменатель в формуле (146) имеет минималь-
ную величину.
Для обычных трущихся пар из закаленной стали и чугуна с высокой чистотой обработки поверхностей в условиях хорошей смазки коэффициент трения может быть принят f = 0,08; ему соответствует угол трения ср = 4°35'.
11 1336 161
Тогда в формуле (146) значение cos? = 0,986 может быть принято без большой погрешности равным единице, а член /2——2е sinoc,
содержащий множителем /2 отброшен, как имеющий ничтожно малую величину
При принятых в конструкциях эксцентриковых насосов небольших значениях эксцентриситетов е и больших отношений длины
поршня к его диаметру j > 3 во избежание защемления отношение^
обычно составляет 0,08—0,15,
В этих условиях величина R = 1,03 Q.
Следовательно, для практических расчетов можно принимать значение
R=Q. (147)
Обозначим реакцию поршня, приложенную к эксцентрику, через R'.
Приложив в точке О две силы, равные и параллельные силе R' и противоположно направленные, мы получим пару сил R'R' и силу R' = Q, нагружающую эксцентрик и его вал.
Если насос имеет несколько поршней, на каждый из которых действует отдельный эксцентрик (осевое расположение поршней), то при расчете вала на прочность необходимо учесть силы от эксцентриков, одновременно находящихся под нагрузкой.
В этом случае силы, нагружающие эксцентриковый вал, можно рассматривать как параллельные, приложенные посредине эксцентриков.
При звездообразном расположении поршней, когда один эксцентрик одновременно действует на несколько поршней (фиг. 67), для определения нагрузки на эксцентриковый вал необходимо найти равнодействующую сил Р.
Эксцентрик будет нагружен силами Ръ Р2 ... Рт, действующими от поршней, находящихся в зоне нагнетания. Все поршни, находящиеся в зоне нагнетания, воспринимают гидравлическое давление Р и усилие пружин Т.
Предыдущая << 1 .. 51 52 53 54 55 56 < 57 > 58 59 60 61 62 63 .. 78 >> Следующая

Реклама

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed

Есть, чем поделиться? Отправьте
материал
нам
Авторские права © 2009 BooksShare.
Все права защищены.
Rambler's Top100

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed