ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Насосы с автоматическим регулированием торцовых зазоров из "Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем" Из уравнения (17) на стр. 79 и опытных кривых (см. рис. 18, б) видно, что перетечки рабочей жидкости в объемной гидромашине из полостей высокого давления в полости низкого давления через зазоры между деталями рабочего органа практически пропорциональны перепаду давления между этими полостями. Следовательно, для снижения величины перетечек при увеличении перепада давлений необходимо уменьшать зазоры, что связано с необходимостью повышать точность изготовления деталей рабочего органа. Однако уменьшение зазоров между скользящими деталями возможно лишь до известного предела, поскольку допустимые погрешности при изготовлении этих деталей могут стать соизмеримыми с регламентированной величиной зазоров, что может привести к заклиниванию деталей. Возможность заклинивания особенно реальна по стыкам торцовых поверхностей шестеренных машин. [c.341] Зазоры, образованные торцами шестерен 1 и боковыми поверхностями корпуса 2 (см. рис. 115, а) и являются основным каналом утечек жидкости в рассмотренных выше шестеренных насосах. Это обусловлено тем, что величина торцового зазора должна обеспечивать возможность легкого вращения шестерен при неблагоприятных сочетаниях допусков на геометрическую точность деталей, что может иметь место при их изготовлении. К тому же следует учесть, что шестерня при работе будет по различным причинам смещена в одну какую-либо сторону и зазор по другую сторону увеличится. Поскольку утечка жидкости AQ = / (в ), где 5 — зазор [1], любое малое смещение сопровождается большим повышением утечек. [c.341] Из рис. 128, а следует, что последний узел можно рассматривать как обычный подпятник скольжения, работающий, однако, в более неблагоприятных условиях, вызванных тем, что одна из поверхностей деталей этого подпятника имеет вырезы (впадины зубьев). Кроме того, давление в этих впадинах переменное (см. рис. 115), ввиду чего нагрузка подпятника несимметрична. [c.343] р — усилие затяжки пружин 5 и 7. [c.343] Усилию Р противодействует усилие Р гш давления жидкости на плавающую втулку в торцовом зазоре между втулкой и шестерней, величину которого рассчитывают на основании экспериментальных данных. [c.343] Усилие Р р пружины должно обеспечивать начальный контакт (прижим) плавающих втулок с шестернями при нулевом давлении. Это усилие обычно выбирают равным Р р= 50-ь80Н (5- 8 кгс). [c.344] Насосы с подобными разгрузочными устройствами отличаются большим сроком службы и имеют высокий объемный к. п. д., величина которого для насоса средней мощности Q = 60 л/мин и р = 12- 15 МПа или 120—150 кгс/см ) достигает 0,94—0,96 механический к. п. д. подобного насоса равен 85%. В отдельных случаях эти насосы удовлетворительно работают при давлениях 20 МПа (200 кгс/см ) и выше. Некоторые иностранные фирмы выпускают подобные насосы на максимальное давление 28 МПа (280 кгс/см ). [c.344] Конструктивная схема такого насоса представлена на рис. 128, б с сохранением тех же позиций, что и на рис. 128, а. Утечки жидкости отводятся по каналу ]0 во всасывающую полость насоса клапан 9 создает незначительное противодавление и тем самым препятствует проникновению в насос воздуха. [c.344] В описанной выше схеме насоса плавающие втулки одновременно служат подшипниками скольжения для цапф шестерен, однако при высоких давлениях жидкости применяют игольчатые подшипники (рис. 128, в). [c.344] Вернуться к основной статье