Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
30
4. Коэффициенты полезного действия
При работе насосов, нагруженных давлением, производительность их будет уменьшаться по мере увеличения давления в связи с утечками жидкости из полости нагнетания в полость всасывания через торцовые и радиальные зазоры между шестернями и корпусом насоса. Так как объем утечек растет пропорционально третьей степени величины зазоров, то при конструировании шестеренчатых насосов необходимо задаваться относительно малыми зазорами; это ^требует точного изготовления шестерен, корпусов и других деталей.
Поэтому необходимо тщательно разработать технологию изго*4 товления шестеренчатых насосов на производстве.
Объемный к. п. д. характеризует качество изготовлений насоса. Чем точнее и с меньшими зазорами изготовлены сопрягаемые детали насоса, тем меньше его внутренние утечки и тем больше значение к.п.д.
Величина объемного к.п.д. шестеренчатых насосов зависит от следующих факторов: радиальных и торцовых зазоров между ше* стернями и корпусом, скорости вращения ведущего вала, рабочего! давления, вязкости жидкости.
Обычно при работе гидравлической системы происходит повышение температуры рабочей жидкости, в связи с чем вязкость уменьшается. Это приводит к увеличению внутренних утечек и уменьшению объемного к.п.д. насоса и, следовательно, к снижению его производительности.
Теоретическое определение объемного к.п.д. сложно, и не дает точных результатов. Для расчетов насосов можно пользоваться практически установленными значениями объемных к.п.д.
Практические средние значения объемных к.п.д., полученные при эксплуатации шестеренчатых насосов типа Ш в течение ряда лет при работе на масле марки индустриальное 20, (веретенное «3»), при температуре 45—50°С (вязкость масла 3°Е5о), приведены в табл. 4.
Таблица 4
Значения объемных к.п.д. шестеренчатых насосов типа Ш
Тип насоса Производительность в л/мин при давлении 0 кг/см? Число оборотов в минуту Давление в кг/см2 объемный к. п. д. Зазоры в мм
Торцовые (суммарные) Радиальные (по диаметру)
ШС-5 6,0 1450 5 0,8 0,04—0,08 0,06-0,10
ШС-8 9,9 1450 5 0,81 0,04—0,08 0,06—0,10
111-12 16,0 1450 15 0,85 0,06—0,08 0,05-0,08
Ш-18 21,8 1450 15 0,86 0,06—0,08 0,05—0,08
Ш-25 32,0 1450 15 0,87 0,06-0,08 0,05-0,08
Ш-35 44,0 1450 15 0,87 0,06-0,10 0,07-0,10
Ш-50 61,5 1450 15 0,88 0,06-0,10 0,07—0,Г0
Ш-70 84,8 1450 15 0,90 0,07-0,10 0,07-0,10
Ш-100 113,8 1450 15 0,92 0,07-0,10 0,07-0,10
Ш-125 134,0 1450 15 0,94 0,07-0,10 0,07—0,10
31
Величина торцовых зазоров в большей мере сказывается на объеме внутренних утечек, чем радиальных, в силу разных условий течения жидкости в них. Утечки через торцовые зазоры примерно в три раза больше, чем через радиальные (при их равном значении), так как при вращении шестерен создается сопротивление течению жидкости в кольцевых зазорах между поверхностями выступов зубьев и расточками в корпусе. В то же время вращение шестерен содействует утечке жидкости через торцовые зазоры по ходу их вращения.
Для получения высокого объемного к.п.д. шестеренчатых насосов необходимо стремиться к обеспечению малых торцовых зазоров.
Указанные обстоятельства способствовали разработке конструкции шестеренчатых насосов с регулированием торцовых зазоров путем постоянного поджатия втулок, закрывающих шестерни с торцов, гидравлическим давлением самого насоса.
При таком способе выборки торцовых зазоров достигаются высокие объемные к. п. д. (свыше 0,9 при давлениях 100 кг/см? и выше).
Утечка жидкости между зубьями шестерен в месте их соприкосновения незначительна и зависит от длины пятна касания. В местах контакта зубьев развивается достаточное давление для предотвращения утечки. Расположение осей шестерен в одной плоскости, строгая их параллельность, а также параллельность образующих профилей зубьев осям шестерен обеспечивают нормальный контакт зубьев и отсутствие утечки жидкости между зубьями.
При эксплуатации насоса под давлением, в связи с износом трущихся деталей, происходит увеличение зазоров, а следовательно, уменьшение объемного к.п.д. и производительности насоса. В первую очередь происходит увеличение торцовых зазоров, наиболее влияющих на объемный к. п. д.
По этой причине при конструкторских расчетах теоретической производительности насосов не следует принимать возможных наибольших значений объемных к.п.д., а уменьшать их на 10—15%. При этом новые насосы будут давать несколько завышенную производительность против нормальной, но по мере износа деталей она будет уменьшаться. Это обеспечивает получение предусмотренных для гидросистемы параметров на более длительное время по сравнению с тем, когда насос выбирается без запаса производительности исходя из его номинальной характеристики.
При испытании насосов определение объемного к. п. д. не представляет затруднений. Определение гидравлического к. п. д. представляет затруднения, так как при этом требуется измерение давления в рабочей камере насоса. Это может быть сделано путем установки датчика и осциллографирования давления.
Так как гидравлические потери небольшие, то практически их включают в механические потери и условно принимают, что механический к. п. д. включает в себе и гидравлический к. п. д., т. е.
