шипников скольжения, а также необходимость применения прецизионного подшипника качения. Но при такой компоновке применение стандартных подшипников качения с обычной точностью изготовления может привести к появлению кромочных давлений в подшипниках скольжения из-за больших радиальных зазоров, что приводит к заеданию подшипников скольжения и выходу из строя насоса.
Для восприятия больших радиальных нагрузок от привода в насосах высокого давления (без прогибов ведущего вала) используется компоновка опор (фиг. 46, з) с применением двухрядных самоустанавливающихся шарикоподшипников. Крутящий момент на ротор здесь передается муфтой с крестообразным вырезом. Это допускает небольшой перекос и несоосность валов. Осевые перемещения валов ограничены шестернями, зафиксированными пружинными кольцами.
Валы ведомых роторов вращаются в подшипниках скольжения. Недостатком компоновки (фиг. 46, з) является некоторое усложнение конструкции насоса и увеличение его габаритов.
Компоновка опор роторов с валами, изготовленными заодно с шестернями при применении подшипников скольжения, изображена на фиг. 46, и. Здесь перемещение валов ограничено пределами торцовых зазоров между шестернями и уплотняющими деталями. Точность изготовления таких опор находится в пределах 1-го класса.
На фиг. 46, к изображена компоновка ведущего вала на консоли в подшипнике скольжения. Для восприятия радиальных нагрузок от привода применяется роликовый подшипник. Передача крутящего момента производится при помощи шипа и паза в валах. Консольное расположение шестерни требует применения подшипника скольжения увеличенной длины (вследствие больших нагрузок), изготовление и монтаж которых влечет за собой значительные технологические трудности. Ведомая шестерня с впрессованной в нее бронзовой втулкой вращается на валу (оси).
На фиг. 46, л изображен один из вариантов компоновки ведущего и ведомого валов насоса среднего давления (25-32 кГ/см) на игольчатых подшипниках. В отличие от компоновки опор, показанной на фиг. 46, г, здесь внутренней беговой дорожкой для иголок является поверхность вала, а наружной беговой дорожкой - поверхность отверстий уплотняющих элементов. Недостатком конструкции является необходимость изготовления деталей подшипников по высокому классу точности с применением легированных материалов и точного расчета диаметров дорожек с целью получения минимального зазора между иглами.
Применение свободных иголок требует их тщательной селекции, так как размеры диаметров иголок могут быть различны. Это приводит к увеличенной нагрузке на иглы, к перекосу и интенсивному износу игл и к заеданию подшипника.
Нафиг. 46, ж показана компоновка ведущего вала с роликовыми подшипниками, имеющими конструкцию, предохраняющую вал от осевых перемещений. В посадочное отверстие ведомой шестерни, вращающейся на неподвижной оси, запрессована бронзовая втулка.
8 Рыбкин и Усов 88 < 113
Потери на трение в подшипниках
Потери на трение в подшипниках скольжения, работающих в условиях жидкостного трения, почти не зависят от нагрузки и пропорциональны вязкости жидкости и скорости вращения.
Для вычисления момента трения подшипника в этом случае может быть применена формула И. Н. Петрова
3,36.10-"ti« . 0,55(4)-4q,]4, (123)
тп (ск) -
где / - длина подшипника в мм; d - диаметр вала в мм; 6 - диаметральный зазор в мм;
р. - вязкость масла при рабочей температуре в сантипуазах; Qi - нагрузка на подшипник в кГ.
Величина (d/iy- вводится в формулу только, когда ->1-При значительном числе оборотов и небольшой нагрузке (при > 150, где р - удельное давление в кГ/см, момент трения можно с достаточной точностью вычислять по формуле
M„„,,;3,36.10-"ijin--. (124)
В нормально работающих подшипниках скольжения величина к. п. д. составляет обычно 0,97-0,99.
При наличии кромочных давлений действительные потери на трение могут оказаться выше вычисленных по приведенным выше формулам.
Потери на трение в подшипниках качения складываются из постоянных потерь при отсутствии нагрузки и переменных потерь, которые следует считать пропорциональными нагрузке.
Постоянные потери, вызываемые главным образом трением о сепаратор и сопротивлением, связанным с наличием масла, зависят от типа и размеров подшипника, конструкции сепаратора и точности монтажа.
Переменные потери (при данной нагрузке) зависят, в основном, от типа подшипника. Эксперименты показывают, что сила трения в подшипнике связана с нагрузкой линейной зависимостью (в зоне допустимых нагрузок). С увеличением вязкости масла и скорости сила трения в подшипнике возрастает.
При прочих одинаковых условиях наименьшее трение имеет место в цилиндрических роликоподшипниках и сферических шарикоподшипниках. Несколько большее трение наблюдается в радиальных однорядных шарикоподшипниках.
В конических и сферических роликоподшипниках трение значительно больше. Наиболее неблагоприятными в отношении трения являются игольчатые подшипники.
Различие в потерях на трение для разных типов подшипников определяется также их неодинаковой чувствительностью к точности моцтажа. Начальную силу трения можно считать пропор-
циональной диаметру подшипника. С увеличением числа шариков или роликов потери на трение возрастают. При увеличении зазора трение в подшипнике сокращается за счет уменьшения влияния перекосов вследствие лучшей самоустанавливаемости подшипника.
Для расчета момента трения в подшипнике качения можно пользоваться формулой
W = Л1„„ („ + (2, = Т„г, + f„Q,r„ (125)
где Тд„ - сила трения в кГ на плече, равном радиусу вала при отсутствии нагрузки; /„ - удельный коэффициент трения, равный отношению приращения силы трения к приращению нагрузки; - нагрузка в кГ; Гд - радиус вала. Значения /„ и Тд„ берутся в табл. 5 (для скорости вращения до 3000 об/мин.):
Таблица б
Типы подшипников
Однорядные радиальные шариковые подшипники
0.001
0,015
Цилиндрические роликовые и сферические шариковые подшипники
0,0008
0,015
Конусно-роликовые и сферические роликовые
0,002
0,075
Упорные шариковые
0,0015
0,15
5. КОРПУСА НАСОСОВ
При конструировании корпуса насоса необходимо рассчитать размеры подводящих каналов и установить конфигурацию рабочих камер, произвести расчет на прочность стенок корпуса (в случае необходимости), определить материал, установить технические требования и выбрать вариант внешнего конструктивного оформления корпуса.
Все связанные с конструированием вопросы должны рассматриваться с учетом предполагаемых условий эксплуатации насоса.
Конфигурация рабочих камер и расчет сечений всасывающего и нагнетательного отверстий
Разнообразие эксплуатационных требований к насосам привело к созданию большого числа различных по конструкции корпусов. При определении размеров и конфигурации рабочих камер насоса необходимо руководствоваться установленными ранее зависимостями величины нагрузки на опоры и всасывающей характеристики насоса
