/
Text
Г. В. МАКАРОВ
1 V
- . - - - " - . Л, * . . ' х
Уплотнительные
устройство
г
I
Г. В. МАКАРОВ
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ
УСТРОЙСТВА
Издание 2-е, переработанное
и дополненное
ЛЕНИНГРАД
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ
1973
6П5
УДК 621.643.44-762
Макаров Г. В.
Ml5 Уплотнительные устройства. Изд. 2-е, переработ. и доп. Л.,
«Машиностроение» (Ленинградское отделение), 1973. 232 с.
В книге рассматриваются уплотнительные устройства для устра-
нения утечек жидкости и сжатого газа, находящихся под давлением
в гидравлических и пневматических агрегатах, применяемых в общем
и химическом машиностроении.
Излагаются основы конструирования и расчета уплотнений
штоков, поршней и валов, а также неподвижных соединений.
Уплотнения изучаются с точки зрения надежности герметиза-
ции отдельных соединений, долговечности, определения потерь
энергии и нагрева гидравлического агрегата при работе.
Во втором издании (1-изд. 1965 г.) расширены сведения о при-
менении уплотнений, в частности рассматриваются такие уплотне-
ния, как малогабаритные фторопластовые сальники, щелевые тор-
цовые уплотнения. Расширен материал по теории уплотнений,
рассмотрены методы расчета утечек в уплотнениях на основе кон-
тактно-гидродинамической теории смазки, вопросы теории трения
применительно к уплотнительным устройствам, методы определения
долговечности уплотнений, расчеты динамики щелевых и других
гидродинамических уплотнений.
Книга рассчитана на инженерно-технических работников и кон-
структоров, занимающихся расчетом и проектированием гидравли-
ческих и пневматических устройств.
Табл. 4. Ил. 114. Список лит. 111 назв.
336-036 -
м 038(01)—73 36 73
Рецензент канд. техн, наук Ю. К. Чехов
Редактор инж. И- А. Зубров
Георгий Владимирович Макаров
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Редактор издательства Г. Г. Степанова
Обложка художника Б. П. Седова
Технический редактор В. Ф. Костина
Корректоры: Л. Н. Нефедова, Н. Б. Семенова
Сдано в производство 21/VI 1973 г. Подписано к печати 24/Х 1973 г.
М-36999. Формат бумаги 60х901/1в Бумага типографская № 3
Печ. л. 14,5. Уч-изд. л. 13,9. Тираж 12 000 экз.
Зак. № 380. Цена 84 коп.
Ленинградское отделение издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типография № 6
Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10
© Издательство «Машиностроение», 1973 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Гидравлические и пневматические машины и агрегаты имеют
весьма широкое, непрерывно возрастающее применение в различ-
ных отраслях техники: химическом и энергетическом машино-
строении, авиации, судостроении, автомобильной промышлен-
ности и др.
При проектировании машин и агрегатов часто требуется созда-
ние новых гидравлических схем, применение новых материалов,
конструкций и проведение теоретических и экспериментальных
работ. Во многих случаях решающее значение имеют надежность
действия и долговечность гидравлических устройств.
Уплотнительные устройства являются одним из основных эле-
ментов, от которых во многом зависит надежность действия,
а также дальнейшее развитие гидравлических и пневматических
машин и механизмов. Однако уплотнения являются в то же время
и наиболее слабым звеном в гидравлических системах. При вы-
ходе уплотнений из строя гидравлические агрегаты становятся
неработоспособными, а в отдельных случаях может появиться
опасность аварии.
Как показывает опыт эксплуатации, потребность в разборке
узла для замены изношенных деталей также в значительной сте-
пени определяется состоянием уплотнительных устройств. .
Несмотря на весьма широкое применение уплотнений в про-
мышленности, до последнего времени мало проведено обобщенных
теоретических и экспериментальных исследований, которые необ-
ходимы конструкторам при проектировании машин.
Среди актуальных вопросов и проблем, требующих рассмотре-
ния, необходимо отметить следующие.
1. Повышение уровня применяемых гидравлических давлений
с целью значительного уменьшения веса и габаритов гидравличе-
ских агрегатов.
2. Надежность герметизации при высоких давлениях.
3. Долговечность уплотнительных устройств при высоких дав-
лениях.
4. Исследование нагрева жидкости и. гидравлического агре-
гата при высоких давлениях с целью обеспечения необходимого
рабочего режима в течение заданного времени.
5. Уменьшение потерь энергии в уплотнениях и повышение
к. п. д. гидравлических агрегатов.
6. Защита контактных уплотнений при применении высоких
давлений и наличии относительного движения.
7. Возможность регулирования утечки с целью ее уменьше-
ния при применении щелевых уплотнений.
3
8. Надежность герметизации при отрицательных темпера-
турах.
9. Надежность герметизации при высоких угловых скоростях
валов.
10. Разработка теории смазки уплотнений и определение
утечки.
В ряде случаев необходимо создание и внедрение новых мате-
риалов для уплотнений, например композиционных материалов,
пластмасс, металлов и др.
Однако уровень опубликованных исследований по большин-
ству из указанных вопросов не удовлетворяет требованиям, вы-
двигаемым развитием науки и промышленности.
Ниже излагаются некоторые теоретические и эксперименталь-
ные исследования автора в указанных направлениях, а также
частично обобщается опыт других исследователей.
При подготовке 2-го издания книги материалы, изложенные
в пп. 8—12; 16—22; пп. 25’ 29—43, переработаны инженером
Н. Г. Макаровым.
Книга написана в системе МКГСС. Для перевода в систему СИ
необходимо пользоваться следующими соотношениями:
1 кгс 10 Н; 1 кгс/см2 <=& 102 кПа; 1 кгс-м «= 10 Дж; 1л.с.
«=« 0,735 кВт; 1 кгс/с2 10 Н-с/м2; 1 ккал ^4,2-10s Дж;
1 ккал/(кгс• град) 4,2-10s Дж/(кг-град); 1 ккал/(м2-ч)
!===> 1,16 Вт/м2; 1 ккал/(м2-ч-град) 1,16 Вт/(м2-град);
1 ккал/(м-ч-град) як 1,16 Вт/(м-град); 1 кгс-м/(кгс-град)
«=< 10 Дж/(кг-град); 1 м2/ч «=* 2,8-10-4 м2/с.
Глава I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ УПЛОТНЕНИЯХ
1. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ
УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
В зависимости от требований, предъявляемых к гидравличе-
ским агрегатам, уплотнительные устройства должны обеспечивать
полную герметизацию рабочей жидкости или существенно умень-
шать утечку ее. Утечка не допускается для большинства уплотне-
ний, запирающих жидкость от вытекания наружу, а также для
уплотнений гидропневматических устройств, гидравлических гру-
зоподъемных устройств и др. Незначительная утечка жидкости
допускается для многих уплотнений, разделяющих отдельные
полости с разным давлением от перетекания жидкости внутри
агрегатов, например внутренние уплотнения тормозов, буферов,
рабочих цилиндров, гидронасосов, гидродвигателей, компрессо-
ров и др.
Все уплотнительные устройства по характеру уплотняемых
соединений -подразделяются на следующие три основные группы:
1) для соединений с возвратно-поступательным движением де-
талей (уплотнения штоков и поршней);
2) для соединений с вращательным движением (уплотнения
валов);
3) для неподвижных соединений (уплотнения доньев, кры-
шек и др.).
По принципу действия уплотнительные устройства подразде-
ляются на два вида:
1) контактные, осуществляющие герметизацию за счет плот-
ного прилегания уплотняющих деталей к соответствующим сопря-
женным поверхностям соединения;
2) бесконтактные, работающие при наличии щелей (зазоров)
в соединениях.
По величине давления уплотнительные устройства можно раз-
делить на работающие при низком давлении (подшипниковые узлы
зубчатых и червячных редукторов), работающие при высоком
давлении (гидронасосы, гидродвигатели, гидротормозы и др.)
и вакуумные.
Контактные уплотнения (манжетные, уплотнения кольцами,
сальниковые и др.) имеют наиболее высокую надежность гермети-
зации, ограниченную долговечность и значительные потери энер-
гии на преодоление сил трения при движении. Контактные уплот-
5
нения при высоких давлениях изнашиваются и требуется периоди-
ческая их замена. При этом также изнашиваются сопряженные
с ними детали: валы, штоки и цилиндры. Несмотря на отмеченные
недостатки, контактные уплотнения часто являются незамени-
мыми там, где утечки жидкости не допускаются или должны быть
очень малыми.
В бесконтактных уплотнениях (центробежных, винтоканавоч-
ных, щелевых и др.) жидкость запирается без непосредственного
контакта уплотняющих элементов с перемещающимися деталями.
Центробежные и винтоканавочные уплотнения при вращении
валов могут запирать жидкость без утечки ее. При отсутствии
вращения жидкость обычно запирается за счет применения кон-
тактных уплотнений, которые отключаются с началом вращения.
Такие уплотнения находят применение в технике при больших
скоростях.
Щелевые уплотнения имеют неограниченную долговечность и
малые потери энергии от сил трения при движении,.не требуют
частых перерывов в работе для замены уплотнений. Щелевые
уплотнения применяются только там, где допускается некоторая
утечка через соединение.
2. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К УПЛОТНИТЕЛЬНЫМ УСТРОЙСТВАМ
При проектировании уплотнительных устройств нужно учиты-
вать характер рабочей среды (жидкость, газ, пар), давление, тем-
пературу, скорость относительного перемещения деталей уплот-
няемого соединения, необходимую долговечность уплотнения и
величину допускаемой утечки.
Уплотнительные устройства должны удовлетворять конкрет-
ным условиям работы проектируемого гидравлического агрегата
или механизма. Ниже приводятся основные требования, предъяв-
ляемые к уплотнительным устройствам.
1. Обеспечение, необходимой степени герметизации соединений
с учетом условий работы агрегатов.
2. Долговечность уплотнений должна обеспечивать заданное
число рабочих циклов агрегата или срок службы.
3. Обеспечение наименьших потерь на трение и минимальных
утечек.
4. Отсутствие чрезмерного разогрева агрегата при работе
от действия сил трения в уплотнениях.
Для обеспечения требований 2, 3, 4 силы трения в уплотне-
ниях должны быть по возможности малыми. Уплотнительные
устройства не должны вызывать усиленной коррозии окружающих
деталей и разлагаться в рабочей жидкости. Смена уплотняющих
деталей должна быть по возможности простой и производиться
без сложных приспособлений, не занимая много времени.
Уплотнительные устройства должны быть малогабаритными.
6
3. ОСНОВНЫЕ УСЛОВИЯ НАДЕЖНОЙ
ГЕРМЕТИЗАЦИИ И РАБОТЫ УПЛОТНЕНИЙ
Для правильного проектирования контактных уплотнитель-
ных устройств очень важно определить условия, при которых
обеспечивается надежная герметизация полостей. Надежную гер-
метизацию как в состоянии покоя, так и при движении обеспечи-
вают только контактные уплотнения.
При применении контактных уплотнительных устройств мяг-
кие уплотняющие детали (резина, пластмасса и др.) должны плотно
прилегать к сопряженным с ними деталям соединения за счет
предварительного поджатия и поджатия рабочим давлением жид-
кости, входить во все микронеровности механической обработки
и не допускать при движении зазора, по которому могла бы проис-
ходить утечка жидкости или газа.
В случае применения металлических контактных уплотняющих
деталей (торцовые уплотнения, металлические манжеты, металли-
ческие сальники и т. д.) под действием предварительного поджа-
тия и давления запираемой жидкости уплотняющие детали также
должны прижиматься к деталям соединения и по возможности
упруго деформировать неровности сопрягаемых поверхностей,
уменьшая при этом величину возможных зазоров.
Если зазор в соединении двух деталей будет очень мал, то воз-
никающее за счет молекулярного сцепления поверхностное натя-
жение слоя жидкости между двумя деталями, препятствующее
утечке жидкости, должно быть больше давления рабочей жидко-
сти. Величина поверхностного натяжения зависит от физико-меха-
нического состояния как уплотняемой среды, так и уплотняющего
элемента (смачиваемость поверхностей, взаимодействие между
молекулами протекающей среды и уплотняющих поверхностей,
вязкость жидкости и др.).
Условие отсутствия утечки жидкости через зазор в этом случае
р —pa<Aps,
где р — давление рабочей жидкости; ра — давление в смежной
области; Aps — потери давления на преодоление сил поверх-
ностного натяжения слоя жидкости.
Так как величина Ар$ даже для очень малых зазоров незначи-
тельна, то практически для обеспечения герметичности необхо-
димо на всем пути перемещения иметь зазор, равный нулю.
Как показывает опыт, для запирания жидкости или сжатого
газа под давлением, а также при отсутствии избыточного давле-
ния необходимо создать при сборке на запирающих поверхностях
уплотнения некоторое давление предварительного поджатия
Ро > 0. (1)
Это поджатие должно обеспечивать отсутствие зазоров в соедине-
нии на всем пути движения по всему периметру уплотнения
s = 0,
7
Все контактные уплотнительные устройства должны устанавли-
ваться на место с предварительным поджатием на запираемых
поверхностях.
При работе агрегата уплотняющий элемент под действием дав-
ления среды не должен стремиться отходить от деталей уплотня-
емого соединения: с увеличением рабочего давления должно уве-
личиваться поджатие уплотняющего элемента. Уплотнение должно
обладать свойствами самоуплотнения, т. е. должно быть обеспе-
чено условие
Рг = Ар, (2)
где А — постоянная величина; рг — давление на запирающих
поверхностях.
Отношение должно стремиться к единице или быть
больше ее.
Если удельное давление рг будет превышать рабочее давление
запираемой среды р, то в этом случае под давлением жидкости
произойдет автоматическое ее самозапирание, даже если бы имела
место потеря предварительного поджатия, например, за счет
износа. Поэтому при проектировании гидравлических устройств
для повышения надежности действия уплотнений стремятся обес-
печивать условие, проверенное практикой, рг > р. Там, где оно
обеспечивается, уплотнение работает более надежно, утечка
жидкости при работе меньше.
Величина отношения давлений на запирающих поверхностях
применяемых уплотнений характеризуется следующими данными:
1) резиновые манжеты имеют -у- 0,985-5-1,01;
2) резиновые кольца, запирающие жидкость, работают, при
наличии отношения давления -у- «=< 0,8;
3) сальниковые дифференциальные уплотнения с плавающим
стержнем, применяемые в запорных вентилях, запирают сжатый
воздух под давлением до 140 кгс/см2 без применения жидкости
при наличии отношения давлений 1,2.
Необходимая величина поджатия для запирания жидкости
при отсутствии давления определяется следующей приближенной
зависимостью:
/ А \т
Ро=\т) >
где А, т — постоянные величины; I — длина контакта уплотня-
ющей детали на поверхности запирания.
Для масла АМГ при I = 0,2н-2 см, согласно опытам Ю. А. Но-
сова [54], получено при t = 25° С т = 0,8 и А = 0,565. При t =
= —60° С необходимое значение р0 увеличивается в два—четыре
раза (по сравнению с применяемыми уплотнениями эти данные
8
являются завышенными). Выбор величины р0 существенно влияет
на конструкцию уплотнений, а также на герметичность соедине-
ния и силу трения, возникающую при движении. •
Влияние отношения рг/р и величины предварительного под-
жатия р0 на герметичность соединения будет рассмотрено ниже.
Для уплотнительных устройств, работающих при вращатель-
ном движении, должно выдерживаться условие: местная темпера-
тура на поверхности прилегания контактных уплотнений tM
должна быть меньше опасной температуры /оп, определяемой
из условий повреждения материала уплотнений или масляной
пленки на поверхности контакта
< ^оп> (3)
где для резины ton 150° С и определяется из условий поврежде-
ния резины; для металлических уплотнений, например для пары
бронза—сталь /оп = 80-r-150° С и определяется из условия отсут-
ствия задиров на рабочей поверхности.
Поверхности цилиндров, штоков и валов, по которым переме-
щаются резиновые уплотнительные элементы, должны быть шли-
фованы с последующей полировкой, чистота обработки не ниже
V7—V8, но не выше V9 — V10, так как при этом возрастают
прилипание и износ резиновых деталей [51]. Следы обработки
должны быть перпендикулярны к оси штока (вала). Поверхности
стальных деталей, по которым скользят резиновые уплотнитель-
ные детали, рекомендуется хромировать.
На работу мягких контактных уплотнений, а также винто-
канавочных и щелевых существенное влияние оказывают вели-
чины зазоров в местах соединения штоков (поршней) с корпусами.
. Уплотнения быстроходных валов (поршней) чувствительны
к смещениям относительно оси вращения, поэтому перекосы и
биения валов или направляющих деталей относительно корпусов
должны быть минимальными во избежание задиров.
Уплотнения должны быть защищены от пыли, например поста-
новкой дополнительных войлочных и других сальников с внешней
стороны. При напряженных рабочих режимах, вызывающих боль-
шой разогрев уплотнительных устройств, должно быть преду-
смотрено охлаждение их, например за счет проточной воды и т. д.
Глава II
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
ДЛЯ СОЕДИНЕНИЙ
С ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
В настоящей главе рассматриваются контактные уплотнитель-
ные устройства, применяемые для герметизации соединений,
имеющих относительное возвратно-поступательное движение дета-
лей (штоков, поршней, цилиндров).
Другие разновидности, например щелевые, гидродинамические
с деформируемой втулкой, которые могут быть использованы как
для соединений, имеющих относительное, возвратно-поступатель-
ное движение, так и для соединений с вращательным движением
деталей, будут рассмотрены отдельно.
4. КЛАССИФИКАЦИЯ ОСНОВНЫХ РАЗНОВИДНОСТЕЙ
УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ для СОЕДИНЕНИЙ
С ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
По принципу действия уплотнительные устройства подразде-
ляются на контактные и бесконтактные. 1
К контактным уплотнительным устройствам относятся: коль-
цевые, манжетные, сальниковые, дифференциальные.
К бесконтактным уплотнительным устройствам—щелевые и
сильфонные. Щелевые уплотнения ограничивают вытекание
жидкости за счет гидравлического сопротивления при протекании
в малом зазоре. Щелевые уплотнения подразделяются на простые
щелевые, лабиринтные и с деформируемой втулкой. В сильфонных
уплотнениях соединение изолируется за счет пайки (или другого
закрепления) концов деформируемого гофрированного уплотни-
тельного элемента.
По материалам уплотняющих деталей уплотнительные устрой-
ства разделяются на следующие:
а) неметаллические (резиновые, пластмассовые, графитовые,
пеньковые, асбестовые и др.);
б) металлические (стальные, чугунные, бронзовые, медные,
алюминиевые и др.).
По продолжительности работы: работающие длительно, на-
пример 5000—6000 ч при числе двойных ходов поршня N *=« 107,
и работающие кратковременно.
10
Упомянутые выше уплотняющие детали применяются как по от-
дельности, так и в различных сочетаниях, в зависимости от усло-
вий их работы и принятого конструктивного решения.
Рассмотрим особенности отдельных уплотнений, а также обоб-
щенные опытные данные по величине утечки жидкости, долговеч-
ности уплотнений и потерям энергии при работе.
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УДЕЛЬНЫХ ДАВЛЕНИЙ,
ВОЗНИКАЮЩИХ НА УПЛОТНЯЮЩИХ
ПОВЕРХНОСТЯХ ПРИ СБОРКЕ
Мягкие уплотняющие детали контактных уплотнений (уплот-
нительные кольца, манжеты и др.) устанавливаются в гидравличе-
ские агрегаты с натягом. При этом на запирающих поверхностях
создается предварительное удельное давление.
Как показывают эксперименты, величина предварительного
удельного давления оказывает существенное влияние на величину
утечки жидкости через соединение при работе, а также на вели-
чину сил трения в уплотнениях, а следовательно, на их долговеч-
ность и нагрев агрегата.
Определим значение предварительного удельного давления
для основных уплотнительных элементов.
Предварительные удельные давления на запирающих
поверхностях уплотнительных колец
Для установления связи между предварительным поджатием
(относительной тангенциальной деформацией st) при сборке и
величиной возникающих давлений рОв на внутренней запира-
ющей поверхности и рОн на наружной воспользуемся задачей
Ляме [41 ]
Fp _ 2 rl trl + r2 2 d f2 + 2/’B 1
3 НОв 2 2 2 3 Рон*. 2 г2 ___ 2 3 V*/
' 'н 'в ' 'н 'в
где гв — внутренний радиус кольца; гн — наружный радиус
кольца; ог—осевое напряжение в кольце:
Приняв аг = 0 и рассмотрев это уравнение последовательно
для г = га, г = гв, получим
_ Е (d - - 8/н (2'2н + '!)] (5)
2 [4 ( 2гн + Гв) + 2гв) - ^в]
и
Р..- 2г, №.+ {2,« + ,2) М + 2,2) _9,К • И
11
где eZB = —; eZlI = E — модуль нормальной упругости
материала уплотняющих деталей.
При наличии натяга величина е/н будет отрицательной.
Предварительные удельные давления
на запирающих поверхностях манжет
Для наружной лопасти манжеты (см. рис. 7) рОв = 0 значе-
ние е/н известно. В этом случае получим
3
Р0Н~ 2 2г2 + г2
(7)
Рис. 1. График предварительных удельных давлений для
резиновых уплотнительных колец (без давления жидкости)
при Е - 70 кгс/сма: а — значения рон; б — значения ров;
1 ~ Лй?в шах; 2 д</н шах
Для внутренней лопасти рОн = 0; зная 8^в, получим
_ _ з ^в(г1 2н-г2)
гОв 2
З'-н + 'в
(8)
12
Проведенные вычисления для отдельных уплотнений с целью
выявления порядка величины предварительных удельных давле-
ний, возникающих на уплотняемых поверхностях при сборке,
показывают, что имеем:
у манжеты рОн = 0,02^1,3 кгс/см2; рОв = 0,01-т-2,7 кгс/см2;
у кольца (ГОСТ 9833—61) при относительном сжатии при
сборке е = 15% рОя — 8-?-14 кгс/см2; рОв — 9-4-16 кгс/см2 (рис. 1).
Меньшие значения рОа, рОв соответствуют уплотнениям большего
диаметра (0,3 м) и большие значения рОв, рОв — уплотнениям
меньшего диаметра (0,01 м).
Полученные значения р0 зависят от материала уплотнений,
так как они прямо пропорциональны модулю упругости Е. При рас-
четах принят для резины Е 70 кгс/см2.
Определение удельных давлений,
возникающих под действием давления
запираемой жидкости
Большинство контактных уплотняющих деталей представляет
собой разновидности мягких колец или комбинации из них.
При рассмотрении, какие отношения имеют место под дей-
хдвием рабочей среды, воспользуемся уравнениями Ляме, уста-
навливающими распределение напряжений в цилиндрическом
1®1ьц| (подробнее см. 1-е изд. настоящей книги).
§ Пу|'ем расчетов получены следующие результаты для различ-
ц$Хяс|учаев применения резиновых уплотнительных колец.
1* ^Кольцо установлено свободно в канавке цилиндра. Если
Йидкфть действует в осевом и радиальном (снаружи) направле-
шцях, гго
Рг (2т — 1) 4- г2
Р (>n+l)rl + (m-l)r20 ’
где^Ц, г0 — соответственно наружный и внутренний радиусы
кольца.
$ Принимая для резины т = 2,22 (р, = 0,45), получим
1«£—==с:1,07.
Р
# 2. ^Кольцо поставлено без зазоров по боковым поверхностям.
Жидк&сть действует снаружи в радиальном направлении. Для вну-
-тр&яней поверхности кольца, прилегающей к штоку,
Рг = 2 . (10)
Р (т — 2) Гд 4- тг\
при т = 2,22
13
С учетом сил трения на боковых поверхностях кольца, очевидно,
имеем отношение -у-, близкое к значению для рассмотренного
выше случая 1.
3. Кольцо поставлено без зазоров по внутренней и наружной
поверхностям. Жидкость действует в осевом направлении. Такие
кольца могут быть применены для уплотнения как поршня, так
и штока.
В этом случае
Рг 1 .
р т— 1 ’
для резины -у-0,82.
4. Кольцо установлено свободно в канавке поршня. Жидкость
действует в осевом и радиальном (изнутри) направлениях. Тогда
Рг _ (2m-+
(12)
где Ro — внутренний радиус кольца; —наружный радиус
кольца.
Для резины
1>-^>0,82.
р
В этом случае давление на запирающих поверхностях меньше
давления рабочей жидкости. Уплотнение не может под действием
давления жидкости прекратить утечку, имевшую место при отсут-
ствии давления. Уплотнение может работать только при наличии
предварительного натяга.
5. Кольцо поставлено без зазоров по боковым плоскостям.
Давление жидкости действует только изнутри в радиальном
направлении.
При этом
2(т-1)/?20
Р (m — 2')Rl + mR2Q
для резины
1^ —^0.
Р
Уплотнение работает при наличии предварительного натяга.
Для уплотнения штоков лучше применять кольца, рассмотренные
в пунктах 1, 2; для уплотнения поршней — в пункте 4.
14
6. УПЛОТНЕНИЕ КОЛЬЦАМИ,
ПОСТАВЛЕННЫМИ С НАТЯГОМ
Уплотнение резиновыми кольцами
Широко применяемые резиновые кольца являются малогаба-
ритными уплотнениями, обеспечивающими во многих случаях
приемлемую степень надежности и долговечности.
На рис. 2 изображено уплотнение штока и поршня резиновыми
кольцами. Размеры резиновых колец и рекомендуемых для них
канавок предусмотрены ГОСТ 9833—61.
Уплотнения резиновыми кольцами применяются для запира-
ния жидкости в подвижных соединениях при давлении до
Рис. 2. Уплотнение поршня и штока резиновыми коль-
цами:
/ — защитная шайба из фторопласта-4; 2 — резиновое кольцо
100 кгс/см2, а с применением защитных шайб из фторопласта —
до 200 кгс/см2 и выше; в неподвижных соединениях — до
300 кгс/см2 и выше.
Кольца могут применяться круглого, прямоугольного и Х-об-
разного поперечного сечения. Уплотнения имеют малые потери
на трение.
Диаметр поперечного сечения кольца принимают d — 1,4-4-
-4-8,6 мм при диаметре цилиндра D от 5 до 400 мм. Материал
колец — маслостойкая резина.
Устанавливающиеся на запирающих поверхностях перепады
давления рассмотрены выше.
0,82.
Наиболее благоприятным
ляется случай, когда кольцо
Для резиновых колец имеем —
р
с точки зрения герметичности яв-
поставлено без зазора по боковым
плоскостям, а жидкость подводится с наружной поверхности,
в этом случае
1< —<1,1.
р
Для надежной работы уплотнительных колец большое значе-
ние имеют величина обжатия k уплотнительного кольца при сборке
и величина радиального зазора между цилиндром и штоком s.
15
Во избежание выдавливания и затягивания резинового кольца
в зазор последний должен быть небольшим.
При наличии значительного разогрева в зоне расположения
уплотнений, особенно при применении бронзовых поршневых вту-
лок, во избежание заклинивания их в цилиндрах при движении
должна производиться соответствующая проверка.
Диаметральные размеры гнезда под кольцо должны выдержи-
ваться по возможности точно.
Величина обжатия кольца при сборке определяется требова-
ниями герметичности соединения и долговечности уплотнения.
Для повышения герметичности целесообразно увеличивать натяг,
особенно для работы в условиях отрицательных температур.
Обычно принимают для подвижных соединений относительный
k
натяг -j- 0,10н-0,20, при отрицательных температурах—до 0,30.
Для неподвижных соединений натяг можно увеличивать до
4- = 0,15-4-0,25.
а ’
Во избежание заполнения канавки при обжатии кольца и на-
бухании его в масле принимают
где Sx—площадь поперечного сечения канавки; S2 — площадь
поперечного сечения кольца.
Размеры резиновых колец в рабочей жидкости могут умень-
шаться вследствие вымывания пластификаторов, поэтому целесооб-
разно перед сборкой выдерживать кольца несколько дней в рабо-
чей жидкости при нормальной температуре, а затем произвести
обмеры их.
Для уменьшения выдавливания колец в зазоры радиусы за-
кругления наружных углов канавок должны быть минимальными,
например, г 0,02н-0,04 мм, материалы цилиндра и поршня
должны быть разными и так подобраны, чтобы не вызывать задира
цилиндра.
Разрушение уплотнительных колец наступает в результате
выдавливания кольца в зазор между цилиндром и поршнем (или
между цилиндром и штоком) и выщипывания части кольца в связи
с переменой знака у силы трения, вызывающей переменные напря-
жения сжатия и растяжения в этом объеме резины.
В результате повреждения и местного защемления резины при
перекосе штдка кольцо иногда разрывается и наступает прорыв
рабочей жидкости. Выдавливание кольца возрастает с увеличе-
нием зазора (особенно для поршней большого диаметра).
При длительной работе также имеют место незначительный
износ кольца и уменьшение натяга.
Для уменьшения силы трения при движении и увеличения
долговечности применяют канавки с наклоном рабочих стенок
16
(рис. 3, а). Угол наклона равен 45° для давлений до 150 кг/см2
и 24°—для давлений выше 150 кгс/см2. Недостаток — сложность
изготовления таких канавок.
В последнее время применяют также кольца Х-образного по-
перечного сечения (рис. 3, б), которые не подвержены спиральному
скручиванию. Они обеспечивают более надежную герметизацию
Рис. 3. Разновидности уплотнительных колец и канавок
при меньшем обжатии кольца. Такое кольцо может ставиться
в обычную канавку для колец с круглым поперечным сечением.
Сопротивление началу движения меньше, чем у колец с круглым
сечением.
Х-образные кольца являются промежуточными между манже-
той и кольцом, устанавливаемыми с натягом.
Установка колец прямоугольного сечения с подводом жидкости
в канавку для лучшего поджатия кольца к уплотняемой поверх-
ности приведена на рис. 3, в.
Рис. 4. Комбинированное кольцевое
уплотнение поршня и штока:
1 — пластмассовое кольцо; 2 — резиновое
кольцо
Комбинированные кольцевые уплотнения
Существенными недостатками применяемых резиновых уплот-
нений являются: прилипание резины к сопряженным металличе-
ским поверхностям в состоянии покоя, значительные силы трения
при страгивании штоков с
места, выдавливание резины
в зазоры. Эти недостатки зна-
чительно ослаблены в ком-
бинированных кольцевых
уплотнениях, в которых ис-
пользуются резиновые уплот-
нительные кольца в сочетании
с рабочими кольцами из
пластмассы, обладающей
нужными свойствами (рис. 4).
В таких уплотнениях трение
уменьшается до минимума,
и повышаются пределы колебаний допускаемой температуры рабо-
чей жидкости. С уменьшением силы трения уменьшается потреб-
ная мощность привода, а также количество тепла, выделяемого
в агрегате.
Согласно данным, приведенным в работе [92], подобные кон-
струкции уплотнений успешно применяются при давлениях от 0
до 350 кгс/см2 и температурах от —80 до +250° С.
увеличивается их долговечность
17
В качестве материала рабочего кольца применяется фторо-
пласт, обладающий малым коэффициентом трения. Резина должна
поджимать фторопласт к поверхности скольжения. Эффективность
уплотнения зависит от принятого соотношения размеров пласт-
массового и резинового колец. При выборе резины следует учиты-
вать ее твердость, рабочую жидкость и температуру жидкости.
7. МАНЖЕТНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Резиновые манжеты по сравнению с резиновыми уплотнитель-
ными кольцами допускают применение более^высоких давлений,
имеют меньшую утечку жидкости при работе и большую долговеч-
Рис. 5. Типы манжет-
ных уплотнений: а —
нормальная манжета
(ГОСТ 6969—54) в сбор-
ке; б — шевронные
манжеты (ГОСТ 9041—59) в сборке; в — однолопаст-
ные манжеты в сборке:
1 — сальник; 2 — манжета
ность, хотя их конструкция сложнее и габариты больше, а также
выше силы трения'и потери энергии в уплотнениях при движении.
Манжеты бывают нормальные (рис. 5, а), шевронные (рис. 5, б)
и прямоугольные однолопастные (рис. 5, в). Размеры манжет
предусмотрены стандартами: нормальные — ГОСТ 6969—54
и шевронные — ГОСТ 9041—59.
В качестве материала нормальных манжет применяется резина,
шевронных — прорезиненная хлопчатобумажная ткань и резина,
иногда капрон, полихлорвинил? прорезиненный текстолит, кожа
и др. В случаях специального использования манжеты могут быть
выполнены из ковкого чугуна, нержавеющих сталей, никелевых
сплавов.
Прямоугольные манжеты изготавливают из прорезиненной
ткани и твердой резины.
Наиболее широкое применение нашли нормальные и шеврон-
ные манжеты.
23
Прямоугольные манжеты имеют большие габариты, а также,
ввиду большой их жесткости, для запирания жидкости при малых
давлениях требуют предварительной осевой затяжки, что вызы-
вает большие силы трения. Поэтому эти манжеты находят приме-
нение в сочетании с сальниковой набивкой, например в ковочных
прессах при сравнительно высоких давлениях [51].
Манжеты обычно устанавливают в сочетании с металлическими
подманжетными кольцами. Однако, как показывают эксперименты,
манжеты при наличии постоянного направления давления жидко-
Рис. 6. Уплотнение поршня и штока манжетами:
1 — латунная втулка; 2 — манжета; 3 — подманжетное кольцо; 4 — опор-
ное кольцо
сти способны надежно запирать жидкость и без подманжетных
колец.
Конструкции уплотнения штока и поршня при использовании
нормальных манжет представлены на рис. 6.
•Манжеты применяются при давлении жидкости приблизи-
тельно до 500 кгс/см2 и скорости перемещения штоков и поршней
до 10—12 м/с.
Манжетное уплотнение, состоящее из одной резиновой манжеты
(ГОСТ 6969—54) и двух шевронных манжет (ГОСТ 9041—59)
из доместика, испытано при давлении (жидкости (веретенное
масло АУ) до 1000 кгс/см2 и скорости перемещения штоков 0,6 м/с
в течение суммарного числа ходов 1150. Герметичность соедине-
ния была в заданных пределах.
Допускаемое давление жидкости и скорость перемещения опре-
деляются из условий обеспечения заданной долговечности манжет
и отсутствия недопустимого нагрева гидравлического агрегата
за счет работы сил трения в уплотнениях.
Приближенное значение максимального давления жидкости,
которое допускается прочностью манжет, можно определить
из рассмотрения прочности лопасти на разрыв от силы трения,
возникающей на соответствующем участке лопасти,
рс-пг-
где ах — толщина лопасти; 1Х — расстояние от острой запираю-
щей кромки до рассматриваемого сечения; опр — предел прочности
резины на разрыв; f—коэффициент трения.
19
Удельные давления, возникающие на рабочих
поверхностях манжет при запирании жидкости
1. Запирание жидкости между штоком и внутренней лопастью
манжеты. Задача аналогична рассмотренному выше случаю пове-
дения уплотнительных колец, находящихся под давлением жидко-
сти, действующим в осевом и радиальном направлениях. Диапазон
изменения отношений для резины будет 1 1,07.
г
Рис. 7. Схема распределения
удельных давлений на запи-
рающих поверхностях ман-
жеты:
/ — наружная лопасть; 2 —
внутренняя лопасть
2. Запирание жидкости между ци-
линдром и наружной лопастью ман-
жеты. Диапазон изменения для
резины 0,82.
3. Запирание жидкости опорной ча-
стью манжеты. Задача аналогична рас-
смотренному выше случаю поведения
уплотнительных колец, поставленных
без зазоров по внутренней и наруж-
ной поверхностям.
Отношение давлений
0,82.
Из полученных зависимостей можно
сделать следующие выводы.
Запирание жидкости наружной ло-
пастью является менее надежным, чем
внутренней. Наружная лопасть не
обеспечивает автоматического запира-
ния жидкости под давлением последней.
Для запирания жидкости наружной лопастью необходимо пред-
варительное упругое обжатие манжеты при сборке за счет наличия
конического раструба, превышающего диаметр гнезда под ман-
жету.
Запирание наружной лопастью обеспечивается главным обра-
зом за счет острой запирающей кромки.
Для повышения надежности работы манжеты целесообразно
использовать ее при наличии движения штоков и поршней по вну-
тренней лопасти. Для применяемых манжет по внутренней ло-
пасти = 1,0026-5-1,01, по наружной — -у- = 0,9851-4-0,9975.
Ввиду малого перепада давлений манжеты рекомендуется
использовать только для запирания жидкости.
Указанные выводы сделаны для состояния покоя без учета
влияния сил трения при движении. Если сила трения сжимает
лопасть, то надежность действия повышается, если сила трения
20
растягивает лопасть, то надежность действия лопасти понижается.
Примерное распределение давления на запирающих поверхностях
манжеты d X D = 80 X ПО в
=300 кгс/см2 показано на рис. 7.
4. Запирание жидкости ше-
вронными манжетами в состоя-
нии покоя. Для шевронных
Рг
манжет отношение -у- опреде-
состоянии покоя при р =
Рис. 8. Схема распределения удельных Рис. 9. Уплотнение штока и поршня
давлений на запирающих поверхностях а — уплотнение штока шевронными
шевронных манжет манжетами; б — уплотнение поршня
шевронными манжетами (в двух ва-
ляется уравнениями для нор- риантах)
мальных резиновых манжет.
Примерная эпюра распределения давлений на запирающих по-
верхностях приведена на рис. 8.
Конструкции уплотнений штока и поршня с применением шев-
ронных манжет представлены на рис. 9.
Разрушение манжет
Выход из строя манжет происходит по причинам усталостного
разрушения рабочей лопасти в месте перехода ее в опорную часть
или износа запирающей кромки. Это разрушение связано с дей-
ствием сил трения и переменой их направления. Можно считать,
что разрушение наступает в результате накопления повреждений
и усталостных явлений в резине.
Разрушение манжет начинается с постепенного отрыва (выщи-
пывания) небольших частиц резины, выдавливаемой в зазор,
затем повреждение увеличивается — распространяется вглубь
лопасти и заканчивается прорывом масла через образовавшееся
отверстие.
21
Необходимо отметить очень полезное влияние на срок службы
утолщения опорной части манжеты, а также применения фторо-
пластовых шайб, подкладываемых под опорную часть манжеты.
Фторопласт заполняет зазор между поршнем и цилиндром на пути
выдавливания манжеты и предохраняет ее от разрушения.
Как только фторопластовое кольцо разрушится, начинается раз-
рушение манжеты.
Влияние фторопластовых колец характеризуется следующими
опытными данными: срок службы манжет (ГОСТ 6969—54) до раз-
рушения без применения защитных колец при р — 500 кгс/см2
и Ушах — 0,6 м/с был 2,6 ч или 7800 рабочих циклов. Срок службы
такой же манжеты при применении фторопластовых защитных
шайб толщиной 3 мм при тех же условиях работы был 34 ч или
102 000 циклов.
Утечка жидкости при применении защитных шайб увеличи-
лась, а нагрев агрегата — заметно снизился.
Некоторые направления усовершенствования манжетных
уплотнений.
Наряду с хорошей герметизирующей способностью резиновые
манжетные уплотнения обладают и некоторыми недостатками,
например малой долговечностью при высоких давлениях, прили-
панием манжет к стальным деталям при длительных перерывах
в работе и малым рабочим интервалом температур жидкости
(от 4-80 до —30° С).
При низких температурах (ниже —20° С) резина затвердевает
и при движении поршня начинается утечка жидкости. При нагреве
свыше 120—140° С резина также теряет упругие свойства, стано-
вится пластичной.
К настоящему времени выявились следующие вероятные пути
усовершенствования манжетных уплотнений:
1) выработка рациональной формы манжет с усиленной опор-
ной частью;
2) повышение долговечности за счет применения новых более
прочных материалов, введения защитных колец из фторопласта;
3) создание новых марок резины, обеспечивающих надежную
работу при отрицательных температурах;
4) создание манжет со специальным наружным покрытием,
предохраняющим от прилипания к металлическим деталям при
отсутствии движения штоков и поршней.
Повышение долговечности манжетных уплотнений возможно
как замечет.применения резины с упрочняющей тканевой основой,
так и за счет внедрения- новых-материалов, например фторопласта,
капрона и др.
Применение манжетных уплотнений с отводом жидкости из по-
лости уплотнений облегчает условия работы внешней части уплот-
нения, благодаря чему уменьшается утечка жидкости наружу при
работе и увеличивается долговечность уплотнений.
22
8 ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
В дифференциальных уплотнениях используется принцип не-
компенсированных площадей.
Дифференциальным называется такое уплотнение, в котором
благодаря его особенностям на уплотняющих поверхностях со-
здается давление, превышающее давление уплотняемой среды.
Причем перепад давлений может выбираться по желанию кон-
структора.
Это уплотнение имеет плавающее тело (стержень, кольцо),
с одной стороны которого на большую площадь оказывает давле-
ние запираемая среда, выталкивающая его, а с другой стороны
это усилие воспринимается уплотнением, имеющим меньшую
площадь. За счет разности упомянутых площадей и создается
давление в уплотнении, превышающее давление запираемой среды.
Соотношение площадей подбирается таким образом, чтобы раз-
ность давлений не была очень малой во избежание утечек и очень
высокой во избежание появления больших сил трения.
Дифференциальное уплотнение предназначается для тех слу-
чаев, когда требуется повышенная надежность герметизации.
Оно может применяться для любых давлений, например до
500 кгс/см2 и выше.
Область применения уплотнений, исходя'из давления запи-
раемой среды и скорости перемещения, определяется прочностью
деталей и долговечностью уплотнений, а в случае применения
сальников — выдавливанием пропитки под нагрузкой, особенно
при нагреве. Чем выше давление, тем надежнее герметизация
жидкости дифференциальным уплотнением. При малых давлениях
запираемой среды, примерно до 10 кгс/см2, принцип дифферен-
циальности проявляется менее резко и уплотнение работает почти
как обычный сальник.
Для нормальной работы уплотнений должны быть обеспечены
некоторые условия, например:
_ 1) определенное отношение площади, на которую передается
давление жидкости, к площади поперечного сечения уплотнитель-
ного элемента;
2) свободное относительное движение деталей уплотнения;
3) отсутствие выдавливания уплотнения в зазоры и заклини-
вания подвижных деталей;
4) свободный отвод жидкости в атмосферу, если бы она про-
никла через уплотнение в начале работы.
Различают дифференциальное уплотнение с плавающим стерж-
нем и плавающим кольцом. В качестве материала для уплотнений
применяют резиновые кольца с защитными фторопластовыми
шайбами, пропитанный пеньковый или асбестовый сальник
и др.
23
Дифференциальное уплотнение с плавающим стержнем
Определим минимальное отношение размеров стержня
обеспечивающее надежную герметизацию соединения (рис. 10).
Усилие, действующее на поршень,
Изменение давления по длине уплотнения
^- = -J(D2-d2)^ = -^(D-d)p2,
Рис. 10. Дифференциальное уплот-
нение с плавающим стержнем:
1 — уплотнение; 2 — плавающий
стержень
где = у- — коэффициент ради-
ального давления.
После интегрирования полу-
чаем
__
pr = kp^ == kPzfft •
Определим наибольшее значение
р2о из уравнения равновесия пла-
вающего стержня
/
F = 4- (D2 - d2) рг0 + J kfл dpz dz
о
или
/ _ 4kfl \
F = -J(D2-d2)p20 + -p(D+d)p20b —е D+<J.
Для обеспечения надежной герметизации необходимо, иметь
— >1 и желательно, чтобы было 1.
Р Р J
, , »
Минимальное значение отношения -д- имеем:
а) для -^2- = 1
4^ + /2El>i + (1_4JV; ,14)
б) для = 1
4kfl
где N = eD+d .
24
Корень со знаком минус не имеет смысла, так как отношение
будет отрицательное.
Таким образом, отношение обеспечивающее надежную
21 к г
работу уплотнения, зависит от отношения D^d, k и f.
а) При = 1, k = 0,67, f = 0,09 для = 1
и а р
0,70, для -ф- < 1 2- 0,75;
б) При = 0,5, k = 0,67, f = 0,09 для -у- = 1
-^->0,62, для = 1 _± о,66.
Значение > 1 не имеет смысла.
Без учета сил трения должно быть
pr kS .
Р “ Sy 1
Следовательно,
Sy _ .
S ~ ’
где
S,=--f (D2-d2); S = ^.
При k = 0,67 и f = 0 (4г} = 0,57.
\ и / min
В настоящее время такие уплотнения успешно применяются
в неподвижных соединениях и при небольших скоростях враще-
ния, например в запорных вентилях (ГОСТ 4340—68—4361—68).
Дифференциальное уплотнение с плавающим кольцом
Изменение давления в уплотнении (рис. 11) по его длине
d? r4(D2_d2)_4(D2_jD2)l^==
dz L 4 х 7 4 4 z 17 J dz
— (± d -|- Z)2 zt D) Ttkfpz,
(15)
где рг — осевое давление в уплотнении. Знак плюс у диаметров d
и D соответствует трению при движении, повышающему контакт-
ное давление в уплотнении, знак минус — понижающему. Прини-
маем у диаметров d и D знак минус.
25
Уравнение (15) запишем в следующем виде:
dp2 _ _ -4kf ЦР + d)- (Da + Pt)]
dz [(&~d2)-(p2-D2}\
Обозначим
л_ ~W [(D + d) - (Да + £>i)l
(16)
Рис. И. Дифференциальное уплотнение с плавающим
кольцом:
1 — плавающее кольцо; 2 — уплотнительное кольцо
Интегрируя уравнение (16), получим
Рг = Рг^Аг'
Для данной конструкции обычно имеем
D — Dz =Dx—d.
При этом условии А = 0 и, следовательно,
Рг = Ргй — const-
Осевое давление рг определим из уравнения равновесия плава-
ющего кольца
+ J kfpfl (D, + Da) dz, (17)
0
где H — длина уплотнения.
Обозначим: Sy = -^-[(£>2—d2) (D2— £>?)]; S = -^-(£>2—d2).
Тогда F = -} (D2 — d2) р = Sp.
26
Уравнение (17) можно написать в следующем виде:
pS = Sypz 4- knfH (Dj_ + D2) pz.
Откуда
Pz __________________
P Sy + knfH (Dj + ^2) ’
HO
Следовательно,
Pr _ ______kS_______ , « Л,
p “ Sy + knfH(D^D£ •
Принимая — = 1, имеем
S^±Sy+-2nfff^i±^. (19)
Без учета сил трения должно быть
Рг _____________________ Sk ,
Р ~ Sy^1-
£
Следовательно, < k 0,67.
Для надежной работы этого уплотнения при отклонениях раз-
меров уплотнительных колец в пределах допусков на изготовление
предусматривается сообщение между собою уплотнительных поло-
стей для выравнивания в них давлений. Несоблюдение этого тре-
бования не обеспечивает надежности герметизации.
Во избежание выдавливания набивки в зазоры должны преду-
сматриваться фторопластовые прокладки. При отсутствии про-
кладок относительное перемещение металлических колец затруд-
няется и уплотнение может выйти из строя.
Одностороннее дифференциальное уплотнение
с плавающим кольцом
На рис. 12 представлено одностороннее дифференциальное
уплотнение поршня и штока. В этих уплотнениях неподвижное
соединение уплотняется резиновым кольцом, поставленным с на-
тягом; в подвижном соединении применяется одностороннее диф-
ференциальное уплотнение с защитными кольцами от выдавлива-
ния резины в зазор.
Определим размеры уплотнения, обеспечивающие надежную
герметизацию соединения.
Условие равновесия плавающего кольца поршня
pS = 7’i4-7'24-7,3 + рг8 д,
27
где
T1 — nDl1fpr; Т 2 = nDjlJiPr, Ts = nD2l2f2p;
Sy = ^(D2-.Dl); s^(d2-d& Рг—Рг-~Х>
где m = 4>.
г
Ввиду малости размера I значение рг принимаем постоянным
по длине кольца. Подставляем значения составляющих в урав-
нение равновесия кольца
pS = pptlj, (fD + ДРХ) 4- f^pnD^ + (m—l)p,Sy
Рис. 12. Дифференциальное уплотнение (одностороннее) поршня и штока:
1 — кольцо уплотнительное (ГОСТ 9833—61); 2 — шайба защитная из фторопласта;
3, 4, 5, 6 -— втулки латунные
и, принимая для обеспечения герметичности уплотнения усло-
вие -у- > 1, получаем выражение рабочей площади плавающего
кольца
S>(m-1)5, +л [/xtfD +М\) +/2М>2]. (20)
Уравнение (20) устанавливает зависимость между площадью
поперечного сечения уплотнительного кольца Sy и необходимой
рабочей площадью плавающего кольца S, воспринимающей дав-
ление жидкости.
Для конкретной конструкции, имея в виду разные вероятные
условия работы, составляем таблицу необходимых значений S
при разных коэффициентах трения, например для резины при
f = 0,03-5-0,1; = 0,1 4-0,3; f2 = 0,1; выбираем необходимую
площадь S при заданном Sy. Для уйлотнения штока получим
аналогичные зависимости.
На основании расчетов и опытных данных для надежной гер-
метизации соединения можно принять следующие соотношения:
4- > 2,5.
С учетом работы при низкой температуре:
для уплотнения поршня 3-нЗ,5;
28
для уплотнения штока
~ = 0,4-£-1 (большее
D — d
3н-3,5.
значение — для малых уплотняемых
Di —d
диаметров).
Необходимая щель
h=^- = (2,5-^3)d2>
где d2 — диаметр сечения уплотнительного кольца.
В качестве уплотнения могут применяться резиновые кольца
как круглого, так и прямоугольного сечения.
Дифференциальные уплотнения испытаны при давлении до
500 кгс/см2 при vmax = 0,6 м/с.
Долговечность дифференциальных уплотнений близка к долго-
вечности манжет (ГОСТ 6969—54).
Для нормальной работы дифференциального уплотнения не до-
пускается заклинивание подвижных втулок при возможных коле-
баниях температуры. Перекосы при сборке (в пределах допусков)
могут неблагоприятно влиять на надежность герметизации.
9. САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Применяют сальники, поджатые пружинами со стороны, про-
тивоположной давлению жидкости, или со стороны давления
(рис. 13), а также без пру-
жин.
Сальники, подпружи-
ненные со стороны, проти-
воположной давлению,
предназначаются^ для за-
пирания жидкости, при
малых давлениях, напри-
мер от 0 до 10—15 кгс/см2.
Усилие пружины долж-
но соответствовать запи-
раемому давлению и под-
считывается исходя из осе-
вого давления в набивке,
которое примерно равно
10—20 кгс/см2.
Рис. 13. Подпружиненные сальники: а — со
стороны, противоположной рабочему давле-
нию; б — со стороны рабочего давления
Применение слабых пружин вследствие наличия некоторой
жесткости сальника эффекта не дает.
Сальники, подпружиненные со стороны давления, способны
надежно запирать повышенные давления. Сальники неподпружи-
ненные требуют частой подтяжки и допускают некоторую утечку
жидкости или газа. Изменение объема набивки при понижении
температуры за счет вытекания пропитки при нагреве вызывает
утечку уплотняемой жидкости.
29
Применяются пеньковые, хлопчатобумажные, асбестовые и
полуметаллические сальники. Фетровые и войлочные сальники
применяют для защиты от пыли и влаги и иногда для защиты
от вытекания смазки в подшипниках.
В гидравлических устройствах стремятся избегать применения
сальников, так как они имеют большие габариты и нуждаются
в специальном пропитывании перед постановкой их на место.
Лучшими мягкими набивками для сальников являются полу-
металлические. Полуметаллические набивки состоят, например,
из пропитанного асбестового сердечника с оболочкой, выполнен-
Рис. 14. Схема сил, действующих в сальнике
ной в виде чехла, плетенного из медной проволоки или из бабби-
товой фольги и др. Они обладают хорошими антифрикционными
свойствами и хорошо отводят тепло.
Большое количество набивок (шесть—восемь рядов) может
быть применено для давлений до 200—400 кгс/см2.
Изменение осевого давления по длине сальника (рис. 14)
= A (D2 - d2) = - nkfp2 (D + d),
Рг
где р2 — осевое давление в данном сечении уплотнения; — =
= k — коэффициент радиального давления в уплотнении; f —
коэффициент трения на поверхностях уплотнения.
Приняв переменное значение коэффициента трения 130]
f = —~—
1 VkPz
после интегрирования получим зависимость для z = I
-- . 2Ы FT]2
P*+-D=T\ •
Рго =
Положив
Рп = «Р,
30
найдем
_____/1 f ар . 2Ы К k \а
РгО — у "Г D — d / ’
где а «2 1 — коэффициент, которым задаемся; при этом должно
быть
kPzO Р-
Необходимое усилие поджатия сальника
При постоянном коэффициенте трения f
ikfz
Pz = Pz<£ D~“
При z — l и pri = ар получим
Необходимое усилие поджатия сальника зависит от давления
2/
запираемой среды р, отношения -д-у, коэффициента радиаль-
ного давления k и коэффициента трения /. По мере обжатия саль-
ника значение k изменяется от 0 до 0,67—1.
Если вполне пластичная набивка плотно уложена в кольцевое
пространство, то 1.
Длину сальниковой набивки принимают в зависимости от запи-
раемого давления и диаметра уплотняемой поверхности. Согласно
работам [5, 30], принимают
h = = (1,4 -н 2,5) Vd.
Длина набивки I до (6 4-10) h. Большие значения hn I принимают
для более высокого давления.
Для запирания газа и пара принимают h и I больше, чем для
запирания жидкости.
10. МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ УПЛОТНЕНИЯ
Металлические манжеты
Металлические манжетные уплотнения являются наиболее
эффективными для запирания рабочей среды при весьма высоких
температурах, например до 1200—1400° С, а также в случаях,
связанных с опасностью радиоактивного излучения [93].
Материал манжет должен быть менее твердым, чем материал
цилиндра; если, например, манжета выполнена из ковкого чугуна,
то цилиндр выполнен из азотированной стали.
31
Необходимая герметичность уплотнения достигается за счет
предварительного натяга между манжетой и стенкой цилиндра.
Уплотнение выходит из строя при исчезновении натяга вслед-
ствие износа.
Согласно работе [93], металлические манжеты способны вы-
держивать свыше 10 000 циклов в масле при температуре 260° С,
Рис. 15. Типы металлических манжет: а —
разновидности металлических манжет; б —
конусные металлические манжеты; в —
уплотнительный конус на поршне
пропуская при этом утечки масла не более 0,001 дм3 на каждые
1000 циклов.
Разновидности металлических манжет приведены на рис. 15, а.
Поджатие манжеты обеспечивается с помощью распорного кольца
и давления запираемой жидкости. На рис. 15, б показаны метал-
лические манжеты, выполненные в виде конусов. Конструкции
уплотнений, аналогичные манжетам, могут выполняться непосред-
ственно на поршнях, образуя коническую наружную запираемую
лопасть-(рис. 15, в) [6]. Надежность герметизации в этом случае
ниже, чем в предыдущих.
Сальники с металлическими кольцами
Сальники с металлическими и полуметаллическими набивками
применяются для запирания рабочей среды при наличии повышен-
ных давлений и скоростей движения. При этом температура запи-
раемой среды может быть высокой. Такие сальники имеют повы-
шенную долговечность. Они применяются в компрессорах, насо-
сах и т. п. для уплотнения штоков и плунжеров высокого давле-
ния. Такое уплотнение не обеспечивает полной герметичности.
Согласно исследованиям О. Н. Секуновой [58], сальник с ме-
таллической набивкой (например, с чугунными или бронзовыми
кольцами) можно рассматривать как многокамерное щелевое
уплотнение, к которому могут быть’ применены законы течения
газа в узких щелях. Величина утечки жидкости зависит от вели-
чины радиального зазора в соединении колец со штоком, давления
среды и длины уплотнения. При этом в компрессорах иногда
величина утечки достигает до 6% производительности компрес-
сора [68].
32
Металлические кольца выполняются разрезными или нераз-
резными, плоскими или коническими. Разрезные кольца могут
следовать за радиальным смещением оси штока и уплотнять шток
при прогибах и износе. Этой же цели служат и применяемые в саль-
никах пружины.
На рис. 16 представлена конструкция сальника с коническими
разрезными металлическими кольцами [26]. Такой сальник при-
меняется в компрессорах для давлений до 300 кгс/см2. Уплотне-
I
ние создают кольца 2 и 5, имеющие по одному радиальному раз-
резу. Эти кольца поджимаются к штоку под воздействием осевого
давления рабочей среды через стальные кольца на конические
поверхности.
Для самоустановки набивки при перекосах штоков преду-
смотрены упорные шайбы 1.
Пружины создают предварительное поджатие при пуске ма-
шины. Смазка к сальнику подводится через канал.
Для давлений до 300 кгс/см2 уплотнительные кольца изготав-
ливают из специальных баббитов (7/В20—25), а для давлений
свыше 300 кгс/см2 применяют бронзу Бр.ОС 8-12. Чугунные
кольца применяют для давлений до 30—60 кгс/см2 [68]. Рабочие
поверхности уплотнительных колец и поверхности других дета-
лей, через соединения которых друг с другом может произойти
утечка газа, должны быть пришабрены или притерты.
Число камер увеличивается с ростом давления газа и приме-
няется от 3 до 6.
2 Г. В. Макаров
33
Ориентировочная долговечность сальников при металлической
набивке из баббита составляет 300—400 ч при давлении 500 кгс/см2
для керосиновых триплекс-насосов [77].
11. ГЕРМЕТИЧНОСТЬ КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ
ПРИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОМ ДВИЖЕНИИ
Факторы, влияющие на величину утечки жидкости
при движении штоков
Величина утечки жидкости через уплотняемое соединение при
работе механизма является одной из важнейших характеристик
уплотнения.
Для правильного проектирования уплотнительных устройств
важно знать влияние отдельных факторов на герметичность
соединения. Однако явления, связанные с утечкой жидкости
через контактные уплотнения, очень сложны и теоретически мало
изучены.
При отсутствии движения, в состоянии покоя штоков, при
положительных и отрицательных температурах все мягкие кон-
тактные уплотнения, как правило, обеспечивают надежное запи-
рание жидкости.
Во время движения все уплотнительные устройства допускают
ту или другую утечку. В случае применения резиновых уплотне-
ний при отрицательных температурах (ниже минус 20° С) утечка
резко увеличивается, что происходит вследствие затвердевания
материала уплотняющих деталей и некоторого уменьшения их раз-
меров.
Для контактных уплотнений, работающих при наличии гра-
ничного трения, утечка при движении штоков происходит за счет
заполнения жидкостью микронеровностей, получающихся при
механической обработке. При недостаточности предварительного
поджатия уплотнительного элемента к уплотняемой поверхности
возможно также влияние и других отклонений, получающихся
при механической обработке: овальности и конусности цилиндров,
штоков и поршней.
При полужидкостном трении наряду с касанием отдельных
микронеровностей возможно образование элементарных масляных
клиньев, способствующих разделению контактирующих рабочих
поверхностей.
Как показывают экспериментальные исследования, величина
утечки жидкости при работе агрегатов с возвратно-поступатель-
ным движением штоков в основном зависит от величины предвари-
тельного поджатия уплотнительного элемента р0 при сборке,
отношения давлений в процессе работы, рабочего давления
жидкости р, вязкости жидкости т], диаметра уплотняемой поверх-
34
ности D, длины уплотнения I, скорости перемещения штоков v,
состояния поверхностей и температуры масла в агрегате, т. е.
Qy = F(po, у-> Р, D, v, т), I, i)-
Влияние отдельных факторов на величину утечки наиболее
четко проявляется при наличии в соединении жидкостного тре-
ния. Утечка при жидкостном трении может быть определена
на основании контактно-гидродинамической теории смазки.
Первые работы А. И. Петрусевича, А. Н. Грубина, Д. С. Код-
нира [57, 19, 31 ] и др., положившие начало этой теории, развива-
лись применительно к тяжелонагруженным соединениям: зубча-
тым передачам, подшипникам качения и скольжения. В настоящее
время она начинает находить применение и в теории уплотнений,
в частности в работах Мюллера [49], Хука [107, 108] и др.
Одним из недостатков современной контактно-гидродинамиче-
ской теории смазки является сложность получаемых решений,
при которых обычно аналитические решения в квадратурах
возможны только для изотермических процессов течения жидко-
сти. Однако применительно к уплотнительным устройствам этот
недостаток имеет меньшее значение вследствие сравнительно
малого давления запираемой среды.
Определение утечек жидкости в соединениях,
герметизуемых с помощью радиально-контактных
уплотнений, на основании контактно-гидродинамической
теории смазки
Рассмотрим определение расхода (утечки) жидкости при жид-
костном трении применительно к О-образным уплотнительным
кольцам, а затем сделаем выводы в отношении расхода жидкости
при применении других уплотнений.
Принимаем следующие допущения:
1. Удельные давления в зоне контакта известны. Благодаря
эластичности уплотнений эти давления в каждой точке уравнове-
шиваются гидродинамическим давлением.
2. Величина зазора h при течении жидкости мала по сравне-
нию с предварительной деформацией уплотнения при сборке и,
следовательно, можно пренебречь изменением предварительного
поджатия на запирающих поверхностях уплотнений при течении
жидкости в зазор.е.
Считаем значения удельных' давлений на запирающих поверх-
ностях рг и градиент — известными, а искомой величиной яв-
ляется высота зазора Л. Примерная эпюра распределения удель-
ных давлений на запирающих поверхностях и схема изменения
зазоров приведены на рис. 17.
2* 35
При установившемся движении жидкости в зазоре имеем:
др дх д , \
=— и т = (wj,
дх ду ду v 1 л/’
Где т — сопротивление сдвигу смазки. При постоянной вязкости
жидкости в процессе течения ее в зазоре получим:
dvx dx d2vx
Следовательно,
dp _
dx । dy2
Рис. 17. Схема изменения на запирающих поверхностях удельных давле-
ний (а) и зазоров (б)
Ввиду малости размера h по сравнению с I и D принимаем
^ = 0.
dy
Ввиду малости зазора h считаем т] и не зависящими от у.
Дважды интегрируя по у выражение находим выражение
изменения скорости vx по высоте зазора h
^4=т^+с^+с*-
Определим коэффициенты и С2, исходя из граничных
условий:
1) при у = 0 vx = v;
2) при у — h vx = 0.
Из первого условия имеем
тр = —С2.
Из второго условия имеем
dp h2 1 г, dp h . тщ
= CJl — тр, или Ci = -А -тг + Ч- •
dx 2 1 1 ’ 1 dx 2 1 h
36
Подставляя коэффициенты С\ и С2, получаем
(y-ft) = T)(vA- + v-f-v),
откуда
vx = — — h) — v-f-j-v. (21)
x T) dx 2 7 h ' ' '
При наличии максимума давления при = О
У
Vx = V — V i
х h
Для дальнейшего решения уравнения (21) используем уравне-
ние сплошности потока.
Напишем уравнение сплошности в общем виде
dp а (pux) | д (pvy) д (pvz) _ п
dt ' дх 'г ду ' dz “
Условно считая движение потока установившимся, примем
4^- = 0. Кроме того, для данного случая при vz = 0, vy = 0
будем иметь
д (pvx) „ п
дх
Интегрируя это выражение по у в пределах толщины слоя, по-
лучим
(h \
pjvxdy 1 = 0. (22)
0 /
h
Следовательно, р J vx dy = С.
о
Объемный расход смазки в направлении оси х будет
h h
о о
______1 dp h3 . vh
~ т] dx 12 ' 2
Подставляя это значение в уравнение (22), имеем
д / h3 dp \ д , 1 ч
дх \ dx ) дх
Интегрируем это выражение:
^^ = vh+c]
6г) dx 11
37
При = 0 h = hm и тогда Сх = —vhm.
Уравнение перепада давлений в зазоре
dp ______________________ (h hm) ZOQ\
dx ~ h? ’
Учитывая, что при h = hm среднее значение скорости vx
по оси OY будет vXt vp = -у, получим выражение расхода жидко-
сти в зазоре между уплотнением и сопряженной подвижной де-
талью при ходе вперед
Qy = nDhm см3/с.
Принятые размерности: v в см/с, D и h в см. Для определе-
ния Qy необходимо знать hm. Для этого необходимо иметь еще
одно уравнение, позволяющее определить абсолютное значение h
в одной из точек жидкостной пленки, например hc. Для этого
d2p
рассмотрим точки на эпюре давлений, имеющие = 0. Такими
точками могут быть а, с и d.
Воспользуемся уравнением Рейнольдса
d_rhL^\==_i2U^-.,
dx \ т) dx J dx
г j U1~[-U2 v
где U = 2- = ~2~-
Производная при трех функциях Л, т] и дает выражение
+ = (24)
г] \ dx2 т) dx dx j 1 dx \ 1 t] dx ) ' 7
Определим толщину пленки в точках, где соблюдено условие
# =0. (25)
dx2 к] dx dx '
При постоянной вязкости это условие имеет вид
^ = 0
С учетом условия (25) уравнение (24) запишется в следующем
виде:
dx \ 1 т] dx )
Возможные решения этого уравнения
= 0 или . (26)
dx dx h2
38
Для точек, где = 0, зная q, v и можно определить
соответствующие значения h. Полагая для точки с =0
и обозначив толщину пленки в этой точке через hc, получим
h
(27)
Общее выражение толщины пленки для других точек опреде-
ляется из уравнения перепадов давлений
*L = ^VL(h — h )
dx й® I" пт)'
Зная hc> можно определить форму пленки, соответствующую
данной кривой давления. Определим Исходя из Основного
уравнения
dx 1 h3
имеем
h — hm dp 1
h3 dx 6г]У
Давая значение Л = hCi получим
he hm ___ / dp \ 1
дЗ ~~ \ dx )с 6т]У ’
где hc, Л» v— известные величины; — отрицатель-
ная величина;
h =h —(^л ~
Пт П° \ dx )с бтр •
Выше было получено
Подставляя значение hc в формулу для hm, имеем
^=4-
1
(28)
39
Подставляя значение hm в выражение Q^, получим
1
—2т|И 2
' 2
Qy = — nDv
о
Следовательно, расход увеличивается с увеличением ?! и v
и уменьшается с увеличением
Если рассмотреть условия расхода жидкости при обратном ходе
штока, предположив, что с наружной открытой стороны имеется
достаточная пленка жидкости и что при движении штока внутрь,
в сторону рабочего давления, создается поток жидкости в направ-
лении скорости движения штока, то при обратном ходе часть
утечки жидкости, происшедшей при рабочем ходе, возвращается
обратно в цилиндр
__ stDv 1
Чу —2 обр*
Если скорости движения при прямом и обратном ходе равны,
то общий расход жидкости при возвратно-поступательном дви-
жении будет равен
Qy = (hm пр - hm обр) см3/с. (29)
При отсутствии движения штока Qy = 0.
Согласно приближенным теоретическим исследованиям Хука
и других [ 107 ] при изменении рабочего давления от 0 до 140 кгс/см2
h &
получено- - ° р 1-ь0,5, причем меньшее значение соответ-
“т пр
ствует большему давлению.
Заметим, что уравнение перепадов давлений
dp _ бтр /1 hm \
dx~h2\ h )
может быть выражено для О-образного уплотнительного кольца
в безразмерных величинах
dp U (h — hm) (30)
где ~Р = ^Ё> h = -^r,U = -^-.
В состоянии покоя при v = 0 утечка жидкости Qy может
иметь место при наличии в соединении некоторого зазора s (общего
или местного) и подчиняется она при этом зависимости, полу-
40
ценной для истечения в зазор жидкости, находящейся под давле-
нием,
г) __ dp сз
~ 12г| dx Ь ‘
В этом случае утечка жидкости уменьшается с увеличением
ее вязкости, и, чтобы было Qy = 0, необходимо иметь s = 0.
Определение радиальных давлений
на поверхности контакта О-образных уплотнений
Так как радиально-контактные уплотнения устанавливаются
на место при сборке с натягом, то на поверхностях сопряжения
возникают предварительные удельные давления р0, которые при
подаче рабочего давления р суммируются с соответствующей
составляющей рг. Обозначаем р*г = р0 + рг-
Здесь pr = kp; k= ; т = -Ь,
нъ 1 {Л
где р — коэффициент Пуассона.
Примерная схема распределения удельных давлений для
О-образного кольца приведена на рис. 17.
Связь между удельным давлением рОн на наружной поверх-
ности кольца и его обжатием при сборке устанавливается выра-
жением, полученным из уравнений Ляме
Е (гн + гв) [3Wb - (2'н + Гв)]
2 [т (2ГН гв) (гн + 2^) - Зг2нг2] ’
н
где 8/в = —е/н = —5- —----:— ,
гв гв 9 Гн гп гв + гк
гв, гн — первоначальные размеры уплотнительного кольца до
сборки.
Примем
Лгн = Аг.
о Н
Тогда
Рон = ^1^г, (31)
где
Для О-образного уплотнительного кольца
Дг = Гк (cos q> + sin tg— 1),
41
a j . a
где — <pmax; I = 2rKsin-^-; rK— радиус окружности попереч-
ного сечения кольца.
Подставляя значения Лг в уравнение (31), имеем
Рон = r«Ci [cos ф + ( sin ~ tg -J- — 1)] = С2 + Сггк cos ф.
тг I
Принимаем х — -% ± rK sm ср,
тогда
ИЛИ
( А ___________ 01 sin фтах _______q a
\ dx )с~~ COS (рщах 1 * 2 '
г2 __г2
'и 'в
и
42Р0Н \ _
dx2 )с~
Пример. Определение расхода жидкости через соединение
уплотнительного О-образного кольца с цилиндром. Задано: D =
= 70 мм; dB = 60 мм; dK = 5,8 мм; Е = 70 кгс/см2; рабочая
жидкость — масло веретенное АУ с вязкостью т) = 0,745 X
X 10" 7 кгс-с/см2 при t = 60° С.
Натяг = 15%;
гк
= 2гк sin -S- = 5,194 мм; cos = —
Л л
= 0,615.
v = 60 см/с; р = 100 кгс/см2; I =
- ЛГтах = 0)85; tg =
г к
4-(2г’.+'У«+2/;)-з44
= — 35-0,615.(9
, 33.5 \ 3,25
+ 3,29 ) 33,5
-------------------oU.ZD — ooU,/o
= —185 кгс/см3.
42
Для веретенного масла АУ
h = —
'‘ТППр 3
____4_/ 2-0.745.10~’.60\ 2
3 \ 185 )
= 2,20-10’4
см.
Принимая при р — 100 кгс/см2
жидкости через соединение
/побр 0,6, получим расход
пр
I — nDv (h — h X — я'7'60
у Учппр 'ьт обр/ 4
X (2,20-10’4 — 0,6-2,20-10-4) = 2,9-10-2 см3/с.
Определим другие данные, характеризующие зазор при исте-
чении жидкости,
^ = ^-^=1.65-10-4 см.
Зазор йт1п определяется кубическим уравнением
~6^ )</ — Amin + hm = °’
Принимая, что падение давления от р до 0 происходит линейно
на участке V 0,1/ = 0,52 мм, получаем
(М=-о®5- = -1920 кгс/см‘-
Решая кубическое уравнение, получим hmln = 1.0-10-4 см.
При чистоте обработки цилиндра V8 hr 3,2 мкм и /imln <5
<5 hr. В этом случае не будут обеспечены условия жидкостного
трения и уплотнительное соединение будет работать, как указы-
вается далее, в условиях полужидкостного трения. При этом
наибольшему износу подвергнутся два участка: участок уплот-
нительного кольца вблизи монтажного зазора и часть уплотнения,
затекающая в зазор между' деталями подвижного соединения.
Как следует из проведенного исследования, утечка жидкости
зависит от величины градиента давления по длине уплотнительного
элемента.
Однако распределение удельных давлений на поверхностях
прилегания радиально-контактных уплотнений к подвижным
деталям (штокам, цилиндрам) зависит от типа уплотнения. При-
мерный характер распределения для О-образных колец, манжет,
.сальников и дифференциальных уплотнений при наличии движе-
ния изображен на рис. 18.
Величина градиента давления по длине уплотнения зависит
от многих параметров: предварительного поджатия уплотнения р0>
43
перепада давлений при работе изменения свойств резины
в процессе работы (старения, набухания в масле), колебаний
температуры, влияния сил трения на поверхности скольжения,
затекания части уплотнения в зазор между деталями подвижного
соединения, времени работы и др.
Определение градиентов давления в интересующих точках при
определении утечки жидкости является наименее изученным и
наиболее сложным вопросом.
Изучение утечки жидкостей в местах расположения уплотне-
ния в подвижных соединениях с помощью контактно-гидродина-
мической теории смазки имеет целью выявить основные законо-
мерности, определяющие расход жидкости.
Рис. 18. Примерное распределение удельных давлений на поверхно-
стях прилегания уплотнений: а — О-образное кольцо; б — манжета;
в — дифференциальное уплотнение; г — сальник
В тех случаях, когда жидкостное трение не обеспечивается,
эти расчеты являются условными.
Очевидно, целесообразно производить определение утечки жид-
кости с использованием экспериментальных данных.
На основании опытных данных величина утечки жидкости
при движении штоков или поршней определяется следующей
формулой:
Qy = nDvq см3/с, (32)
где q — некоторая функция, выражающая величину утечки жид-
кости через соединение, приходящуюся на единицу поверхности
штока (поршня), проходящей мимо уплотнения в единицу вре-
мени; D — диаметр уплотняемой поверхности, см; v—средняя
скорость перемещения штоков, см/с.
Приравнивания уравнения расхода (29) и (32), полученные
с помощью контактно-гидродинамической теории смазки и экспе-
риментальным путем, имеем
^/лпр обр = ty* (33)
44
Величина q характеризуется особенностями уплотнения (зна-
чениями р0, -у, /), особенностями жидкости (например, т]),
ее давлением и определяется по формуле:
<7 = zC(\T2a~ftlP)t,ft< Сз, (34)
^(у-) (61-аг*зРо)
где р — давление запираемой жидкости; ц — динамический коэф-
фициент вязкости; рг/р — отношение давлений на уплотняемой
поверхности; р0—предварительное удельное давление, созда-
ваемое при сборке уплотнений; I — длина уплотнительного
элемента.
Определение —• й р0 дано выше.
Приближенные значения постоянных величин: а = 2; b = 1,5;
а1 = 2; Ьг = 2; kx = 0,01; k2 - 3; k3 = 20; /?4 = 0; С = 2,2-10"11.
Динамический коэффициент вязкости жидкости возрастает
с увеличением давления [6]
П = По (1 + 0,003р),
где По — динамический коэффициент вязкости при атмосферном
давлении.
Коэффициент С3 учитывает изменение утечки жидкости при
замораживании агрегата, связанное с затвердеванием резины
и отсутствием должной податливости ее при движении штоков
и поршней, с потерей способности резины следить за отклонением
формы уплотняемой поверхности, а также с возможностью образо-
вания зазоров в соединении вследствие различия значений коэф-
фициентов линейного расширения резины и стали.
Коэффициент линейного расширения резины примерно в 10
раз больше, чем стали. Благодаря этому при затвердевании ре-
зины может пропадать предварительный натяг в уплотнительном
соединении.
Изменение вязкости жидкости и других параметров в усло-
виях низких температур также учитывается коэффициентом С3.
Если принять
р __Qy при t — — 50° С
Qy при Z = 20° С ’
то С3 = 12ч-100 — для резиновых манжет разного поперечного
сечения и выполненных из разных марок резины; С3 = 2 — для
резиновых уплотнительных колец и шевронных манжет, изго-
товленных из доместика.
При определении Qy принимаем для манжет за I общую длину
манжеты, а для уплотнительных колец — диаметр сечения
45
кольца d2. Подставляя постоянные величины в уравнение (34),
получим
1.М0~п(1,5-2-°>01р) * с
(—У I1 — 2“ (20ро+1)]
Результаты вычислений величины утечки жидкости при работе
агрегатов для некоторых уплотнений при температуре 20°С и
сравнение их с опытными дан-
ными приведены на рис. 19.
Рис. 19. Сравнение расчетных
(-------) и опытных (---------) зна-
чений величины утечки жидкости:
1 и 2 — уплотнение поршня манжетой
(ГОСТ 6969—54); 3 и 4 — уплотнение
малогабаритной манжетой; 5 и 6—уплот-
нение кольцами (ГОСТ 9833—61)
Определение условий перехода
к жидкостному трению с учетом
микронеровностей рабочих
поверхностей
На выходе жидкости из
уплотнения имеем h = hmln и
=0. Значение /imin определим
из общего уравнения толщины
пленки
f dp \ = 6rp /1 _ hm \
\ dx )d \ ^min /
min
откуда
InHw )/“in — ftmin + hm = °*
Решая это уравнение, определяем Лт1п. — перепад
давлений в точке d, соответствующей минимальной величине
зазора. Для обеспечения жидкостного трения необходимо выдер-
живать условие
^min 2^ (^1
где k = 1 — 2,5.
При радиальных давлениях рг > 20—30 кгс/см2 церовности
на поверхности резины будут деформироваться и можно в расчет
их не принимать. В этом случае должно быть выдержано условие
^min 2^ ^1,
где h± — высота микронеровностей поверхности металлических
деталей (штока и цилиндра), перемещающихся относительно
уплотнения.
Принимая в уравнении перепадов давлений h = /imin, соответ-
ствующее значение скорости скольжения, свыше которого должно
обеспечиваться жидкостное трение, выразится уравнением
— ( dp 1 hm[n И5)
v~\4x)dfr] (Лгпщ-W V '
46
Принимая /imin = khly получаем предельное значение ско-
рости скольжения, при которой еще обеспечивается жидкостное
трение
dp_\ (W3
dx )d 64 — ’
(36)
где
h = —
т 3
Рис. 20. Изменение предельного
значения скорости скольжения
от высоты микронеровностей
(D — 70 мм, d = 5,8 мм, натяг
при сборке —= 0,15, Е =
== 70 кгс/см2, масло веретенное
АУ)
На рис. 20 представлено
изменение v от ftmin для О-об-
разного кольца при
1920 кгс/см2 для р =
= 100 кгс/см2 и вязкости
При v < 20 м/с для
димо иметь hr < 3—6 мк.
Рис. 21. Изменение утечки жидкости
через уплотнения при движении и тем-
пературе масла от 18 до 60° С:
1 — дифференциальное уплотнение пор-
шня; 2 — одна манжета, ГОСТ 6969—54,
уплотнение штока; 3 — одна манжета,
ГОСТ 6969—54, уплотнение поршня; 4 —
одна малогабаритная манжета, уплотнение
штока; 5—одно кольцо круглого сечения,
уплотнение поршня; 6 — одна малогаба-
ритная .манжета, уплотнение поршня;
7 — одно кольцо круглого сечения,
уплотнение штока; 8—две шевронные ман-
жеты, ГОСТ 9041—59, уплотнение порш-
ня; 9 — две шевронные манжеты,
ГОСТ 9041—59, уплотнение штока. В слу-
чаях 9 и 8 применяется доместик, в осталь-
ных случаях — резина
масла т|60О = 7,45 -10 5 кгс-с/см2
обеспечения жидкостного трения необхо-
Сравнительные данные о величине утечки жидкости
через уплотнение при возвратно-поступательном движении
Зависимость функции утечки q от давления запираемой жид-
кости при применении резиновых уплотнений, полученная на
основе опытных данных, представлена на- рис. 21. Обработка
опытных данных произведена на основании уравнения (32), при
этом Qy~4-1049 см3/мин. Испытания проводились при темпе-
ратуре масла от 18 до 60—80° С.
47
Как видно из графика, наименьшую утечку жидкости имеют
дифференциальные уплотнения и манжеты (ГОСТ 6959—54).
Манжеты наиболее надежно запирают жидкость внутренней ло-
пастью при уплотнении штока.
Наибольшая утечка имеет место при применении шевронных
манжет (ГОСТ 9041—59), колец круглого сечения (ГОСТ 9833—61)
и малогабаритных манжет.
Две шевронные манжеты из прорезиненной ткани (доместик)
при давлении свыше 200 кгс/см2 практически не обеспечивают
герметичности. Утечка достигает 15 см3/мин.
Рис. 22. Кривые утечки жидкости: а — суммарная утечка жидкости при работе:
1 — кольцо круглого сечения с шайбой из фторопласта-4 при р = 300 кгс/см2 (поршень);
2 — малогабаритная манжета при р = 500 кгс/см2 (поршень); 4 — кольцо круглого
сечения при р = 300 кгс/см2 (поршень); 3 и 5 — кольца круглого сечения при р =
= 100 кгс/см2 соответственно для штока и поршня; б — относительная утечка жидкости;
1 — малогабаритная манжета при р — 500 кгс/см2 (поршень); 2 — кольцо круглого
сечения с фторопластовой шайбой при р = 300 кгс/см2 (поршень); 3 — кольцо круглого
сечения при р = 300 кгс/см2 (поршень); 4 и 5 — кольца круглого сечения при р —
= 100 кгс/см2 соответственно для штока и поршня
При повышении- давления свыше 300—400 кгс/см2 утечка
жидкости для большинства уплотнений обычно несколько умень-
шается. Как показывают эксперименты, утечка жидкости через
уплотнения поршня больше, чем через уплотнение штока.
Получаемые при испытаниях разные значения величины утечки
жидкости для однотипных уплотнений поршня и штока (при
d. = D) объясняются разными размерами наружного и внутрен-
него уплотнений, а для манжет еще и разными значениями р0
на наружной и внутренней поверхностях, а также разными зна-
Рг
чениями отношения —.
Р
Изменение утечки жидкости в условиях положительных тем-
ператур в зависимости от продолжительности работы для раз-
личных уплотнений показано на рис. 22.
На рис. 22, а изображено изменение суммарной утечки, а на
рис. 22, б изображена утечка жидкости в единицу времени.
Как видно из этих графиков, утечка жидкости в единицу вре-
мени по мере накопления повреждений резко увеличивается.
48
График утечки жидкости при отрицательных температурах от
—43 до —56° С представлен на рис. 23. Как видно из этого графика,
утечка резко возрастает при температуре ниже минус 20° С.
Наибольшая утечка жидкости при
отрицательных температурах имеет
место для манжет ГОСТ 6969—54
и манжет малогабаритных. Наимень-
шая утечка жидкости в условиях
отрицательных температур имеет ме-
сто для шевронных манжет ГОСТ
9041—59 из доместика, дифференци-
альных уплотнений и колец круглого
поперечного сечения ГОСТ 9833—61.
Необходимо сказать, что во время
испытаний не наблюдалось заметного
влияния на надежность герметиза-
ции поджатия лопастей с помощью
подпружиненных резиновых колец,
как это рекомендуют некоторые ав-
торы.
Утечки при применении малога-
баритных манжет выше, чем для
манжет ГОСТ 6969—54.
Указанные опытные данные мо-
гут служить основанием для выбора
типа уплотнения в зависимости от
назначения гидравлического агре-
гата.
Пользуясь уравнением (32) и при-
веденными выше значениями функ-
ции q, можно определить ожидаемую
утечку жидкости через определенный
тип уплотнений при заданных .усло-
виях работы агрегата.
Рис. 23. Изменение утечки
жидкости при работе для раз-
личных уплотнений при отрица-
тельных температурах:
1 —одна манжета (ГОСТ 6969 — 54),
уплотнение поршня, t = —46° С;
2— одна манжета (ГОСТ 6969—54),
уплотнение штока, t — —46° С;
3 — одна манжета (ГОСТ 6969 — 54)
плюс две шевронные манжеты
(ГОСТ 9041—59), t == — 46° С;
уплотнение поршня; 4—одна мало-
габаритная манжета, уплотнение
поршня, t = —46° С; 5 — два коль-
ца круглого сечения, уплотнение
поршня, t = —44° С; 6 — диффе-
ренциальное уплотнение штока,
t = —56° С.
Для случаев Л 2, 4, 5, 6 при-
менялась резина, дла случая
3—доместик (для шевронных
манжет)
12. ТРЕНИЕ В КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ
ГИДРОЦИЛИНДРА ПРИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОМ
ДВИЖЕНИИ ШТОКА
Правильное определение сил трения в уплотнениях имеет су-
щественное значение для расчета гидравлических и пневматиче-
ских устройств. Трение должно учитываться во всех элементах
уплотнительного устройства, оказывающих сопротивление пере-
мещению подвижных частей.
Значение силы трения связано с потерями энергии в уплот-
нениях.
Работа сил трения обычно определяет механический коэффи-
циент полезного действия гидравлического агрегата. Переменные
49
напряжения, возникающие в уплотнительных элементах от дей-
ствия сил трения, определяют долговечность уплотнений* Агре-
гаты, имеющие уплотнения с повышенным трением, быстро нагре-
ваются (иногда в течение нескольких минут) и могут быть исполь-
зованы только для машин с ограниченным числом непрерывных
рабочих циклов или при пониженных рабочих давлениях. При
работе уплотнений возможно жидкостное, полужидкостное и гра-
ничное трение. Рассмотрим выражения коэффициентов трения
при различных видах трения.
Коэффициент трения при жидкостном трении
При жидкостном трении, при скольжении двух параллельных
поверхностей, разделенных слоем смазки, удельное сопротивле-
ние сдвигу смазки согласно гипотезы Ньютона
dv
T = И -77- ,
1 dh
где т] — коэффициент динамической вязкости смазки.
Сила трения при плоско-параллельном движении
•^тр= — Т) S,
где S — поверхность трения.
Коэффициент жидкостного трения
<. _ FTp _______ ч dv р
Hi'
Рп
Для единицы поверхности при - = рп
и)
- _______________________ г] dv
где рп — давление на единицу поверхности уплотнения.
При движении смазки, отличном от плоскопараллельного
= J ds>
S
и коэффициент жидкостного трения
f .— 1 Г dv Л о
'ж— Рп ~ J П dh ai>-
s
Определим коэффициент жидкостного трения для радиально-
контактных уплотнений при возвратно-поступательном движении
штока.
Сила трения
(37)
FTP = j xnDdl, где т — т] .
О
50
Тогда
^тр — J 'П d/i nDdl.
о
Коэффициент трения в сопряжении уплотнения со штоком или
цилиндром
: ^тр
ж р
г п
где
Тогда
Рп = J PrnDdl, р'г——Ро рг.
о
I* г] dl
J 1 dh
о
Ж
(38)
О
Значение известно в точке, где h = hm.
Выразим значение коэффициента жидкостного трения
нительно к условиям точки hm.
И n = const
приме-
с — Т)О
/ ж и ' >
^тРг ср
где р'г ср— среднее радиальное давление в уплотнении
/
(39)
Рг. ср — J
С увеличением рг значение hm несколько убывает и умень-
шается значение коэффициента трения.
Ранее было получено для прямого хода
1
и _ 4 и _ 4 Г — 2тр "] 2
з 3. f dp \
\ dx )с _
Подставляя в формулу (39) значение hm, имеем
51
Значение определено выше. Оно зависит от £, гк и
величины обжатия уплотнительного кольца при сборке.
Коэффициент трения при полужидкостном трении
При полужидкостном трении давление на единицу поверх-
ности уплотнения рп, поджимающее уплотнение к сопряженной
поверхности, воспринимается гидравлическим давлением рг и
давлением в зоне непосредственного контакта микронеровностей рк
Рп = Рг + Рк-
Сила трения будет
^тр = Лп/пр = к Ч- Ppf ж-
Удельная сила трения
^Тр. уд Рп/пр Рк/к Ч~ Рг/ж>
откуда приведенный коэффициент трения
= + (40)
где /к — коэффициент граничного трения в зоне контакта микро-
неровностей; /ж — коэффициент жидкостного трения.
Коэффициент трения при граничном трении
Согласно исследованиям И. В. Крагельского и К. Э. Виногра-
довой [37 ], для сухого и граничного трения значение коэффициента
трения в зависимости от нормальной нагрузки N выражается
следующей формулой:
где а и р— постоянные величины для .пары данных материалов;
5ф — фактическая площадь касания; — фактическое удель-
ное давление.
Учитывая, что 5ф зависит от N, принимают [37 ]
f = Л + Р-
' Nk 1 и
Обычно, для мягких материалов и небольших напряжений
Р 0; для твердых и прочных материалов 0.
В экспериментах замеры трения производились при скорости
скольжения v —» 0, при которой вероятно граничное трение.
52
При обработке опытных данных принята следующая зависи-
мость:
+ (рг+ау •
(41)
Ориентировочные опытные значения постоянных величин а и 6,
входящих в уравнение (41) при k = -у, для различных видов
уплотнений характеризуются следующими данными:
а) два кольца круглого сечения (ГОСТ 9833—61) а = 10,
Ь = 0,7;
б) две шевронные манжеты (ГОСТ 9041—59) из доместика
а — 30, b = 3,6;
в) одна манжета (ГОСТ 6969—54) плюс
две шевронные манжеты (ГОСТ 9041—59)
а = 25, b = 1,5;
г) дифференциальные уплотнения а =
10, 6 = 2;
д) две малогабаритные манжеты плюс
одно кольцо круглого сечения а — 4,
b = 0,4.
Коэффициент трения резины по стали
после длительною покоя при страгивании
может достигать больших значений, на-
пример до f 1,2 -г- 1,6. Сила трения
Рис. 24. Изменение /Стат
во времени под влиянием
прилипания резины к
гладкой стальной поверх-
при' страгивании после длительного по-
коя (в течение нескольких дней, например
недели) увеличивается до 5 раз по сравне-
нию с силой трения при движении.
Изменение коэффициента трения в за-
ности:
1 — гладкая резина, масло
без присадки; 2 — гладкая
резина, масло с графитом;
3 — грубошероховатая ре-
зина, масло без присадки
висимости от продолжительности контакта определяется формулой
/ = (fco-fo) = Mo
где
ь, — Л — 2s
Z /о /о
eu/
/о, /со — предельные значения коэффициентов в зависимости от
продолжительности контакта t = 0 и оо; и — постоянная ве-
личина для данных материалов и условий работы.
Изменение коэффициента трения в зависимости от времени
перерыва в движении по данным Денни [201 показано на рис. 24.
Увеличение при этом силы трения объясняется постепенным
исчезновением граничной пленки смазки между поверхностями
и переходом к сухому трению.
Кроме уменьшения коэффициента трения, с увеличением давле-
ния необходимо отметить также имеющее место при испытаниях
53
^изменение коэффициента трения с увеличением скорости сколь-
жения и температуры.
Зависимость коэффициента трения от скорости скольжения
определяется зависимостью
f = (а + bv) e~cv + d.
Примем f = kvf^
где f0 — коэффициент трения при скорости скольжения, близкой
к нулю; kv— коэффициент, зависящий от скорости скольжения.
В соответствии с опытными данными
e°’7w
Влияние колебаний температуры Л0 на коэффициент трения
оценивается коэффициентом
kQ = 4“ = е±аД0.
/о
С учетом влияния продолжительности времени контакта, ско-
рости скольжения и температуры
f = f^ktkJiQ. (42)
Определение коэффициентов трения и силы трения
в контактных уплотнениях на основе опытных данных
Сила трения в уплотнениях
FTp = FTpo 4“ ^трр, (43)
где FTPo — сила трения, обусловленная предварительным под-
жатием уплотнительных элементов при сборке и перекосом што-
ков относительно направляющих поверхностей (в пределах до-
пусков на изготовление); FTPp •—* сила- трения в уплотнениях,
обусловленная давлением жидкости.
При движении штока
FТр dl^P
где f — коэффициент трения в уплотнениях; d — диаметр штока,
по которому происходит скольжение; рг ср — среднее радиальное
давление на поверхности прилегания уплотнения .от давления
жидкости; ро— радиальное давление на поверхности прилегания
уплотнения от предварительного натяга уплотнительных элемен-
тов; p'r = pQ + Ргср— среднее радиальное давление, возника-
ющее в соединении за счет предварительного натяга уплотнения
при сборке и за счет действия давления жидкости; I — длина
уплотнительного элемента.
При определении движения поршня в выражении для FTp
вместо диаметра штока d необходимо взять диаметр поршня D.
54
гидравлического цилиндра (диаметр
в уплотнениях в зависимости от давления за-
пираемой жидкости:
1 —две шевронные манжеты (ГОСТ 9041—59);
2 — одна манжета (ГОСТ 6969 — 54) плюс две ше-
вронные манжеты (ГОСТ 9041—59); 3 — диффе-
ренциальное уплотнение из полиамида 68Н; 4 —
одна манжета (ГОСТ 6969 — 54);. 5 — дифферен-
циальное уплотнение из резины 9088; 6 — три
чугунных поршневых кольца; 7 — два кольца
круглого сечения; 8 — дифференциальное уплот-
нение из фторопласта-4; 9—две малогабаритные
манжеты плюс кольцо круглого сечения; 10 —
комбинированное уплотнение фторопласт—резина
Значение ргср обычно является переменным по длине уплотни-
тельного элемента.
Давление р0 зависит от величины натяга и модуля нормаль-
ной упругости материала уплотнения и может достигать больших
.значений, например для кожаных колец при Дгв = Дгн = 2 мм,
2гн = 7 см и Е = 2000 кгс/см2 будем иметь р0 1700 кгс/см2.
Значения сил трения для различных уплотнений, замеренные
в условиях собранного
штока 70 мм), при неболь-
ших скоростях перемеще-
ния штоков приведены на
рис. 25.
Из графика следует, что
сила трения в уплотне-
ниях, состоящих из набора
резиновых уплотнитель-
ных колец круглого сече-
ния в два-три раза мень-
ше силы трения при при-
менении манжет.
Сила же трения в
уплотнении, состоящем из
малогабаритных манжет и
одного кольца, получается
меньшей, чем в случае
применения одних колец.
Значения коэффициен-
тов трения для одних и тех
же материалов, но для
различных уплотнений в
условиях гидроцилиндра
с учетом разной утечки
жидкости и разной смазки
их являются разными. На величину f влияют также особенности
конструкции уплотнений, наличие дополнительного сопротивле-
ния вследствие перекоса штоков в цилиндре и др. Поэтому при
расчетах сил трения в гидравлических агрегатах для каждого
типа уплотнений нужно пользоваться значенияим коэффициентов
трения, полученными опытным путем в условиях гидроци-
линдра.
В большинстве расчетов для подобных конструкций уплот-
нений (состоящих из одинакового количества однотипных уплот-
нительных элементов) можно приближенно определить силу
трения, пользуясь приведенными коэффициентами трения fnp,
полученными на основе опытных данных.
В дальнейшем будем принимать для уплотнения штока
F = л dhp rf пр
(44)
55
(для уплотнения поршня в этом выражении вместо d надо
подставить D),
где — длина рабочей поверхности первого уплотнительного
элемента со стороны давления рабочей жидкости.
Рис. 26. Изменение значений
приведенных, коэффициентов
трения для различных
уплотнений:
1 — две шевронные манжеты
(ГОСТ 9041—59); 2 — одна ман-
жета (ГОСТ 6969—54) плюс
две шевронные манжеты (ГОСТ
9041—59); 3 — одна шевронная
манжета (ГОСТ 9041—59); 4 —
В этом случае приведенный коэф-
фициент трения
р ___ г ^факт
/пр — / Zi *
На рис. 26 даются значения приве-
денных коэффициентов трения. Эти зна-
чения силы трения, полученные для
различных уплотнений, соответствуют
опытным данным, приведенным выше.
Величины приведенных коэффициентов
учитывают наличие предварительного
натяга уплотнительных элементов и
перекоса штока за счет неконцентрич-
ности направляющих поверхностей при
малой скорости перемещения (до
0,1 м/с).
В соответствии со сказанным выше,
при обработке опытных данных при-
нято:
1. Давление по длине манжеты по-
стоянное и равно давлению запираемой
жидкости (р^ р).
2. Давление по длине контактной
два кольца круглого сечения;
5 — две малогабаритные ман-
жеты плюс кольцо круглого се-
чения
контактной поверхности
поверхности резинового уплотнитель-
ного кольца круглого поперечного се-
чения постоянное (р' 0,8 р), и длина
равна диаметру поперечного сечения
кольца.
3. При наличии нескольких уплотнительных элементов, уста-
новленных последовательно, сила трения отнесена только к пер-
вым уплотнительным элементам на штоке и поршне.
Для расчета силы трения значения /пр снимаются с графика,
полученного на основе опытных данных, или могут быть подсчи-
таны по приведенным выше зависимостям.
13. ДОЛГОВЕЧНОСТЬ КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ
ПРИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОМ ДВИЖЕНИИ
Выход из строя уплотнений обычно происходит по следующим
причинам:
1) действие усталостных явлений в материале уплотнения,
связанное с приложением переменных напряжений от сил трения;
2) износ рабочих поверхностей.
56
Усталостное разрушение уплотнений
Как показывает опыт, уплотнения при возвратно-поступательном
движении обычно перестают обеспечивать необходимую герме-
тичность из-за усталостного разрушения вследствие постепенного
вырывания частиц резины (при перемене направления движения),
выдавливаемых в зазор подвижного соединения.
Согласно опытным данным, характер кривых изменения долго-
вечности (число N циклов изменения напряжений до наступления
повреждения) в зависимости от рабочего давления жидкости р
напоминает характер кривых выносливо-
сти для металлов в координатах ооп, N,
где через сгоп обозначаются предельные на-
пряжения.
Считаем, что характеристика цикла
г = для данной конструкции уплот-
атах
нения сохраняется постоянной с измене-
нием р. Для дальнейших расчетов при-
нимаем зависимость
Роп^ = const- (46)
Эту зависимость распространяем на
весь диапазон числа циклов, имеющих
место при работе уплотнений.
Допускаемое давление при данной дол-
говечности уплотнений с учетом изменения
диаметров уплотняемых поверхностей и
чистоты обработки
Рис. 27. Изменение долго-
вечности уплотнений в за-
висимости от давления
запираемой жидкости:
1 — малогабаритная ман-
жета; 2 — манжета (ГОСТ
6969 — 54); 3 — кольцо круг-
лого сечения
(46)
где роп — предельное давление, снятое с кривой долговечности
при d = 70 мм и чистоте обработки уплотняемой поверхности
V7—V8; в—коэффициент, учитывающий влияние на долговеч-
ность изменения диаметра уплотняемой поверхности (при d =
= 70 мм 8 = 1); Р — коэффициент, учитывающий влияние на
долговечность чистоты обработки (при V7—\?8 Р — 1); [п] —
коэффициент запаса.
Необходимо дальнейшее изучение коэффициентов 8 и р.
Диаграммы долговечности, построенные с учетом опытных
и расчетных данных для основных разновидностей уплотнений
и полученные для диаметров штока и поршня 70 мм при
vmax 0,6 м/с, приведены на рис. 27.
При обработке опытных данных получено приближенное
значение показателя степени т; для различных резиновых уплот-
нений т 3. Эти кривые необходимо рассматривать как сравни-
тельные ориентировочные, так как полученные данные испытаний
на долговечность имеют значительный разброс.
57
Малогабаритные манжеты с усиленной рабочей частью и шев-
ронные резинотканевые манжеты (ГОСТ 9041—59), имеющие мень-
шую герметичность, а следовательно, лучшую смазку, обладают
большей долговечностью.
Наименьшей долговечностью обладают резиновые кольца круг-
лого сечения (ГОСТ 9833—61) без защитных шайб и манжеты
(ГОСТ 6969—54).
При применении манжет чаще выходят из строя уплотнения
поршня, а при применении колец круглого сечения — уплотне-
ния штока.
Как видно из рис. 27, допускаемые давления жидкости при
длительной непрерывной работе являются сравнительно неболь-
шими: [р] = 30ч-100 кгс/см2 при коэффициенте запаса [п] — 2.
Приведенные зависимости роп и N позволяют вести прибли-
женные расчеты долговечности, т. е. определять допускаемое
рабочее давление \р ] в зависимости от числа необходимых рабо-
чих циклов N (двойных ходов).
При работе иногда имеют место разные давления р. Прибли-
женное суммирование усталостных напряжений производится
определением приведенного числа циклов напряжений Мпр,
соответствующего основному режиму при давлении
«1+^2+ -РГЛ/пр.
Откуда получим приведенное число циклов, соответствующее
давлению ръ
^пр = ^1 + ^2(-^-Г+^3(^Г+ ... (47)
\ Р1 / v Pl /
Для повышения долговечности уплотнений целесообразно:
1) применять защитные шайбы из фторопласта против выдав-
ливания части уплотнения в зазор;
2) испытывать и применять новые, более прочные материалы,
например, резинотканевые материалы, пластмассы, капрон, ней-
лон и др.;
3) применять уплотнения с усиленной опорной частью.
При определении необходимой долговечности надо учитывать
конкретный срок службы машин.
Применяемые в станкостроении нормы долговечности уплот-
нений характеризуются следующими данными: продолжительность
эксплуатации кожаных манжет 600 ч, мягких набивок 500—
800 ч и металлических поршневых колец 2000 ч [80].
Коэффициент работоспособности уплотнений
Принимаем за исходное выражение
РопЛ/ = СР
58
Для практических расчетов удобнее пользоваться выражением
коэффициента работоспособности уплотнений С
1
С = р(пТ)т , . (48)
1
/С \ т
где С = ; N = ЪОпТ — число двойных ходов за время Т;
п — число двойных ходов в мин; Т — общее время работы, ч.
В соответствии с опытными данными получены следующие
значения С (при d = 70 мм и утах 0,6 м/с):
Для манжет (ГОСТ 6969—54) ........ 2800
Для малогабаритных манжет.............. 3600
Для шевронных манжет .................. 3000
Для колец круглого сечения ............ 2500
Пользуясь этими значениями С, можно вычислить предель-
ные значения Т при заданных р и п.
Износ уплотнений
Выход из строя уплотнений, работающих при возвратно-
поступательном движении, по причине износа рабочих поверх-
ностей вероятен только при большой длине хода поршня.
Определение долговечности уплотне-
ний при износе рассмотрено ниже (см.
уплотнения для соединений с вращатель-
ным движением, где износ является основ-
ным фактором, влияющим^ на работоспо-
собность соединения).
Заметим, что для нормальной работы
уплотнительных элементов очень важно,
чтобы не было повреждения запирающей
поверхности при сборке, для чего необхо- Рис 28. Приемные^кону-
димо предусматривать соответствующие сы на штоке и цилиндре
приемные конусы на штоках и цилиндрах для сборки уплотнений
(рис. 28).
Обычно при повреждении запирающей поверхности при сборке
уплотнение не обеспечивает герметичности.
14. РАБОТА СИЛ ТРЕНИЯ В УПЛОТНЕНИЯХ
И ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО АГРЕГАТА
Разогрев гидравлического агрегата (при отсутствии гидравли-
ческого сопротивления) зависит от потерь энергии в уплотнениях,
от типа уплотнения и. давления запираемой жидкости.
При применении высоких давлений во многих случаях нагрев
может быть значительным, что сокращает продолжительность
непрерывной работы.
59
На рис. 29 представлено изменение температуры на наружной
поверхности цилиндра с диаметром штока 70 мм при возвратно-
поступательном движении (пгаах = 0,6 м/с) в зависимости от
продолжительности работы при давлении 250—500 кгс/см2 для
различных уплотнений. Объем масла 1 дм3, вес агрегата
120 кгс.
Как видно из этого рисунка, при применении уплотнения, со-
стоящего из одной манжеты (ГОСТ 6969—54) и двух шевронных
манжет (ГОСТ 9041—59), через 10—15 мин. после начала работы
Рис. 29. Изменение температуры цилиндра гидрав-
лического агрегата в зависимости от продолжи-
тельности работы для различных уплотнений:
1 —• по одному резиновому кольцу круглого сечения,
р = 500 кгс/см2; 2 — по одной манжете (ГОСТ 6969—54)
с защитными фторопластовыми кольцами, р = 500 кгс/см2;
3 — по одной малогабаритной манжете, р = 500 кгс/см2;
4—по одной манжете (ГОСТ 6969—54), р = 300 кгс/см2;
5— по одной манжете (ГОСТ 6969 — 54), р = 500 кгс/см2,
охлаждение; 6 — дифференциальное уплотнение резино-
вым кольцом, р = 250 кгс/см2; 7 — по две шевронные
манжеты (ГОСТ 9041—59) из доместика, р = 500 кгс/см2;
8 — по одной манжете (ГОСТ 6969 — 54), р = 300 кгс/см2
и двум шевронным (ГОСТ 9041—59)
при давлении 300 кгс/см2 температура цилиндра достигает
100—120° С, а температура масла примерно 60—80° С.
Ввиду очень быстрого нагрева цилиндра и масла гидроци-
линдр через несколько минут приходится выключать для охлаж-
дения.
При применении шевронных манжет из доместика и нажимных
колец из текстолита температура растет очень быстро. Так, в те-
чение 1—2 ч работы при давлении 400—500 кгс/см2 температура
цилиндра достигает примерно 120—200° С, при этом текстолитовые
кольца по рабочей поверхности обугливаются и иногда имеет
место повреждение хромового покрытия стальных деталей.
Применение фторопластовых защитных шайб уменьшает на-
грев, вследствие уменьшения выдавливания резины в зазоры и
улучшения смазки из-за увеличения утечки жидкости.
При других уплотнениях, например состоящих из уплотни-
тельных колец круглого сечения или малогабаритных манжет,
нагрев происходит медленно. При работе в течение нескольких
часов температура достигает некоторого максимума (например,
60° С при давлении 500 кгс/см2) и далее не повышается. Такое
уплотнение может длительно работать без остановки при данном
давлении. Обычно с изменением давления температура нагрева
цилиндра и масла также изменяется.
60
Как видно из рис. 29, допускаемое давление при длительной
работе с учетом нагрева для манжет не должно превышать при-
мерно 50—100 кгс/см2.
Необходимо выработать методику расчета температуры дета-
лей и масла в гидравлическом цилиндре с учетом отдачи тепла
окружающему воздуху.
Рассмотрим этот вопрос применительно к агрегатам с возврат-
но-поступательным движением при наличии в агрегате замкнутого
объема жидкости (как наихудший случай).
Приближенное определение температуры
гидравлического агрегата
Определение средней температуры агрегата при неустановив-
шемся тепловом режиме. Рассматриваемый диапазон температур
t О t /у,
где /0 — температура окружающего воздуха; /у — температура
при установившемся тепловом режиме при длительной работе.
Принимаем температуру масла и всех частей агрегата одина-
ковыми.
Тепло, выделяемое в агрегате за Тч, равно Q'7\ где Q' —
количество тепла, выделяемое в единицу времени в ккал/ч.
Тепло, отдаваемое наружной поверхностью цилиндра окру-
жающему воздуху,
SazA/cp(l +^7,
где Д/ср =
Тепло, идущее на нагрев металлических частей агрегата и
масла,
(/Vi + Р2с2) А/, где А/ = t —t0 = 2 Д/ср.
Из теплового баланса имеем
= (Рл+Р^)+Sa/ (1 -4-чр) Г [А/]’ (49)
где Т — время непрерывной работы в ч; Р19 Р2— соответственно
вес металлических частей и жидкости в кгс; — теплоемкость
металла, ct 0,12 ккал/град; с2 — теплоемкость жидкости с2 &
^0,4 ккал/град; г|9—коэффициент, учитывающий отвод тепла
деталями крепления, ф 0н-0,3;. — коэффициент теплоотдачи
ккал/(м2-ч-град), at 10-^-20.
Аналогично может быть определено время непрерывной работы
агрегата при неустановившемся режиме до достижения [А/]
71 • igi 4~ Р2cz) [АЛ
Q'-Sat(l -ШЬ
61
Определение средней температуры агрегата при установив-
шемся тепловом режиме. Q' = Satkt (1 +'Ф) получим
А/ = -^--5', tv [Л*],
’(50)
где Д£ = tv— tQ\ Q' в ккал/ч.
Выведенные зависимости удобны для предварительных сравни-
тельных расчетов. Однако, как показывают эксперименты, тем-
пературы жидкости и отдельных частей агрегата часто значи-
тельно отличаются друг от друга, особенно при неустановившемся
тепловом режиме, который может длиться несколько часов.
Поэтому при анализе работы гидравлического агрегата очень
часто бывает необходимо знать более точное изменение во времени
температуры жидкости и отдельных частей агрегата.
С этой целью рассмотрим тепловой режим при работе основных
гидравлических агрегатов.
Нагрев рабочего гидроцилиндра. Основным источником нагрева
является работа сил трения в уплотнениях поршня и штока.
Количество тепла, выделяемое в единицу времени
в уплотнениях штока
.F1Tp/in60
<21 = —427 ккал/ч>
в уплотнениях поршня
* /*2тр^1^б0
Q2 =-----427— ккал/4.
Общее количество тепла, выделяемое в единицу времени, в гидро-
цилиндре
Q = Qi + 0.2-
Обозначения:
h — длина хода поршня в м; F1Tp = Flnp + /^юбр — сум-
мирная сила трения в уплотнениях штока при прямом и обратном
ходах; F2Tp = Г2пр + ^2обр — суммарная сила трения в уплот-
нениях поршня при прямом и обратном ходах; п — число рабочих
циклов в минуту.
Суммарная сила трения:
^1тр — 71 dl (prf + Рг обр/обр),
^2тр — Tldl (ftrf Рг обр/обр)-
Уравнения нагрева: жидкости
Qi — 1 (^i — ^о);
цилиндра
0,2 — С2^ 2 (^2 ^о);
62
штока
— cj>4 (^4 /0);
Q3 — количество тепла, передаваемое от цилиндра в воздух.
Предполагаем, что количество тепла, выделяющееся от работы
сил трения за бесконечно малый промежуток времени в уплот-
нениях штока, dQJ передается штоку, а от него частично на нагрев
жидкости dQ[ и в окружающий воздух dQ'3. На нагрев штока
идет тепло dQ±. Точно так же предполагаем, что количество тепла,
выделившееся на поверхности трения уплотнений поршня, dQ*,
передается цилиндру, а от него частично идет на нагрев жидкости
dQ[ и. в окружающий воздух dQ". На нагрев цилиндра идет
тепло dQ2. Передачей тепла через малотеплопроводные резиновые
детали пренебрегаем.
Температура нагрева цилиндра и штока, согласно опытным
данным, выше температуры жидкости.
Уравнения' передачи тепла:
dQi = dQi 4~ dQ% -j- dQ4 — Qi dT;
dQ2 — dQi 4- dQz -f- dQ% = Q% dT.
Общее количество выделяемого тепла
dQ = dQi dQ2.
Количество тепла, отдаваемое окружающему воздуху за
время dT,
dQs — dQ3 Ц- dQ%>
Раскрывая уравнения (51), получим:
dQi = (Z4S4 (/4 — t{)dT 4~ CX5S5 (/4 — to)dT c^P^dt^\
dQ2 = &2S2 (^2 — t\)dT + 0C3S3 (/2 — ^0) dT C2P2 dt2*
Раскроем значения дифференциалов
dQi = (dQi 4~ dQi) = 0C2S2 (^2 — ti)dT4~
+ 0QS4 — ti) dT = clP1dt1;
dQ2 = c2P 2 di2;
/ z "\ < (06)
dQ$ = (dQs 4“ dQs) — аз5з(^2—^o) dT 4~
4" ^5^5 (^4 ^0) dT;
dQ^ ~=~ c,P^dt^.
Из рассмотрения теплового баланса получаем
dQ — dQi 4“ dQ2 4~ dQ$ 4“ dQ±.
63
Принятые обозначения:
clf с2, с±— теплоемкости соответственно жидкости, цилиндра
и штока в ккал/град; Р19 Р2, Р4—веса соответственно жидкости,
цилиндра и штока в кгс; /0, t19 t2i /4 — температуры соответ-
ственно окружающего воздуха, жидкости, цилиндра и штока
в °C; а2, а3, а4, а5 — коэффициенты теплоотдачи соответственно
от цилиндра к жидкости, от цилиндра к окружающему воздуху,
от штока к жидкости, от штока к. окружающему воздуху
в ккал/(м2-ч-град); S2f S3, S4,'S5— площади поверхности тепло-
отдачи соответственно от цилиндра к жидкости, от цилиндра
к окружающему воздуху, от штока к жидкости, от штока к окру-
жающему воздуху в м2.
Решая совместно уравнения (51), (53), получим из уравне-
ний (53)
-- <54)
и/ 1 t'l* 1
из уравнений (51) и (53) получим
— ^2^2 = аз*^3 (^2 ^о) ^2^2 (^2 ^l)j
откуда
> = (5S)
Из уравнений (53) также получим
= cj\ = a4S4 & - - a5S5 (t, - Q;
откуда
= <56)
с&г4 с4* 4
Систему дифференциальных уравнений (54), (55) и (56), свя-
зывающую искомые величины, можно написать в следующем
виде:
dt1 ____
~дТ ~
+ ^12^2 + 0l4^b
'dT~:===
£*21^1 ^22^2 +
(57)
— ^41/1 + ^44^4 + ^4,
где Cn, С12, С14, C2i, С22, Qi, С44, В2 и В4—постоянные коэффи-
циенты, определяемые из уравнений (54), (55) и (56). Система
уравнений (57) представляет собой систему линейных дифферен-
64
циальных неоднородных уравнений с постоянными коэффициен-
тами.
Для решения этой системы дифференциальных уравнений
воспользуемся теоремой наложения, согласно которой для полу-
чения общего решения неоднородной системы достаточно к об-
щему решению соответствующей однородной системы прибавить
частное решение неоднородной системы.
В результате решения получим искомые значения перепадов
температур:
ti -10 = ее.г + + _ Ь1.
Mio ^10 ^10
4 - = «1 -#1- <^т + б2 _ &2.
^10 ^10 ^10
h -10 = Pi е0-г + р2 4г- е02Г + Р4-7Г- е61Г ~
и1Ъ ^10 ^10
(58)
где е — основание натуральных логарифмов.
Переменной величиной является время Т, остальные коэф-
фициенты — постоянные.
Постоянные коэффициенты, входящие в выражения искомых
величин и вычисляемые при расчете:
Qi = ЛтрЛ ккал/ч; Q2 = Pirph ккал/ч;
» U2J2 .
21 —
С ___ *4” ®2*^2 .
Q ___. Q _________ а2^2 . Q ____
С12~^Л’ С14~^Л’ 22 ~
Г* __ а4*4 + аб4 . Д __ 4 । а353 / . Д
ь44 —-------—р , л2 — —р г 7-р- Чь Л4
С4Г4 2 1'2* 2
Кубическое уравнение
Л03 + В02 +С0 +D' -0,
а3^3 Ч~ <*2^2 .
С2^2 ’
4 । а5*^5 /
где
Л = 1, В = СП + С22 + Си’»
С — — С13С22 — СцСм — С*22С44 + С21С12 + 41^14*»
р = СцС 22С44 C2iC44Ci2 C4iC14C22.
Решая кубическое уравнение, определим его корни 0Х, 02 и 04.
Коэффициенты:
61=- 41 . б2 = - 41 . б4=- 41
с22 01 ’ 4г 02 ’ 4з 04
В. — - С41 41 R — 41
Р1 — С44 — 01 ’ р2 — 4а — 0а ’ ₽4 — 44^ 04
3 Г. В. Макаров
65
z =
1 1 1
s4 62 s4
Pi Pa Pi
1 0 1
Si B2 s4
Pi Bi p4
Zx = B2 s.
Bi P2
1 1
Si S2
Pl Pa
S4
₽4
0
B2
Bi
Zi
61
1 / 62Z2 64Z4 1
’ - - | x x a s ц * 1 .
2~ zUj e2 "* e4 )'
Ki~ Z \ 0J + 02 + 04 )’
bi — R1 -|- ^o’» ^2 = Rz + An ^4 ~ R& + ^0»
&11 bl (62P4 ^4^2) b2 (P4 P2) 4“ ^4 (^4 P2);
^12 = (^2?4 ^4^4) (^1P4 ^4) 4" Pl (^1^4 ^2);
^14 ~ (^2^4 &2P2) , $1 (^4 ^1Рг) + Pi (^2 ®2^i)*
Рассмотренной выше методикой определения нагрева можно
воспользоваться и для других гидравлических агрегатов, напри-
мер гидравлических тормозов, буферов, зубчатых редукторов
и Др.
Тепловой режим некоторых разновидностей
гидравлических агрегатов
Тепловой режим гидравлического тормоза. Дополнительные
обозначения:
<z2, S2—коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенкам
цилиндра и площадь соответствующей поверхности; а4, S4 —
коэффициент теплоотдачи от жидкости к штоку и площадь соот-
ветствующей поверхности; а5, S5 — коэффициент теплоотдачи
от жидкости к веретену и площадь соответствующей поверхности.
Количество тепла, выделяющегося в тормозе (рис. 30) за
время Т в ч,
Q = Ap + 1°6p „Т60 ккал,
где Дпр — работа гидравлического торможения и сил трения
в уплотнениях за прямой ход вперед в кГ-м; Лобр — то же за
обратный ход в кГ-м; п — число двойных ходов поршня (вперед
и назад) в минуту.
Обозначим: tlt t2, 4, t-a— температуры соответственно жид-
кости, цилиндра, штока и веретена.
Количество тепла, выделяемого в тормозе за 1 ч,
Q' = = Лпр+7Лобр п60 ккал/ч.
Уравнения нагрева:
Qi ci^i (^i U;
Q2 = ^2^2 (^2 ^о); (59)
Q4 = с4Р4 (Z4 Q;
Q5 ~ £5^5 (^5 ^о).
Рис. 30. Схема к тепловому расчету гидравличе-
ского тормоза:
! — масло; 2 — цилиндр; 3 — шток с поршнем;
4 ~ веретено
Уравнения теплоотдачи путем конвекции:
^^2 4~ dQs — О&2^2 (^1 ^2)
= a2S2 (ty t2) 0&3S3 (^2 ‘ ^o)j
^- = а2з3(^-/о); -^ = а4«4^ -Q; -§- = a6S6(G-4). (60)
а3^3 /7 /
(2 о)’
Из уравнений (59) и (60) имеем:
^2 _____ ®2*^2 // / "
dt± ___ ct4S4
dT
(61)
dt^
dT
a5^5
5
3*
67
Так как
dQ — dQi 4* dQ2 dQ$ 4“ dQ& 4~ dQ^,
TO
dQi — dQ — dQ2 — dQ3 — dQ± — dQ3,
HO
dQ1 — c1P1dt1 и -^r = Q'.
Из выражения dQx получим
= -Л-IQ1 - a2S2 (h - /2) - a4S4 (h - h) - a5S5 (Л - /5)J. (62)
U1 v1г 2
Уравнения (61) и (62) могут быть написаны в следующем виде:
+ ^12^2 + ^14^4 + ^1б4 + &!,
-^р- = С214 + C22t2 + В2;
— ^41^1 + ^44^4*»
= ^61^1 + ^55^5-
(63)
Уравнения (63) представляют собой систему неоднородных
дифференциальных уравнений первого порядка с постоянными
коэффициентами. Решение этих уравнений производится анало-
гично рассмотренному выше для гидравлического цилиндра.
Окончательные уравнения, выражающие температуру деталей,
имеют следующий вид:
ее‘г + ~ bi, '
и10 и10 ^10
^2 “ 'о = 61 ее-г + 62 + S Ям ^tT +
^10 ^10 ^10
+ 65^11е^_б2;
^10
+ Р2^-е^ +
^10 ^10
+ Р4^£е^ + ₽5^ев.Г-&4;
UYL ^10
+ ?2^-е^ +
U1Q
+у^^т + ^^т-ь&,
(64)
68
где 0 определяется уравнением 4-й степени
Л04 + В в3 + С02 + D'Q -f- Е = О
и коэффициенты Dlo, Dn и другие выражаются определителями
из 4-х строк, например:
1 1 1 1
61 62 64 65
D' .—; т
01 02 04 05
Yi ъ ?4 ?5
и т. д.
Коэффициент теплоотдачи от штока и цилиндра к жидкости,
а также наоборот, в гидравлическом цилиндре при возвратно-
поступательном движении штоков может быть приближенно опре-
делен по следующей зависимости [48]:
а = ккал/(м2 • ч • град). (65)
Принятые обозначения:
Re/ = — критерий Рейнгольдса; Nuf — критерий Нус-
сельта, зависящий от Re/Prf и Ргш, вычисляемый по соответству-
ющим формулам; Рг/, Рги, — соответственно критерии Прандтля,
вычисленные по средней температуре жидкости tf и температуре
стенки tw\ Р17 — — — критерий Прандтля; af — — м2/ч —
Су
коэффициент температуропроводности; с — удельная весовая теп-
лоемкость; у — удельный вес; v — кинематический коэффициент
вязкости; wr — скорость протекания жидкости; d — диаметр
штока, или цилиндра; X — коэффициент теплопроводности.
15. МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д. ГИДРОЦИЛИНДРОВ
С КОНТАКТНЫМИ УПЛОТНЕНИЯМИ
Учитывая потери энергии на трение в уплотнениях, механи-
ческий к. п. д. будет
^=1--^, (66)
гд
где Ед — движущая сила (FK = pSp); FTJ> — сила трения в уплот-
нениях; Sp — рабочая площадь поршня.
1. Рабочее давление подается перед поршнем. Движущая
сила
гд=-^Р2р--^(£>2-а2)Рсл.
69
Сила трения
тр = JlZ)/ pr f Пр Л dl Рг сл/пр.
где I", Г — длина уплотнений соответственно поршня и штока;
Рсл — давление слива со стороны, противоположной рабочему
давлению; /пр — приведенный коэффициент трения; D и d —
соответственно диаметры поршня и штока.
Механический к. и. д.
Рис. 31. Изменение к. п. д. гидроцилиндра
в зависимости от давления запираемой жидко-
сти для различных типов уплотнений:
1 — гидродинамическое уплотнение; 2 — две ма-
логабаритные манжеты плюс кольцо круглого
сечения; 3 — два кольца круглого сечения; 4 —
дифференциальное уплотнение; 5 — одна манжета
(ГОСТ 6969—54); 6—одна манжета (ГОСТ 6969 —
54) плюс две шевронные манжеты (ГОСТ 9041 —
59); 7 — две шевронные манжеты (ГОСТ 9041 —
59);---------под давлением находятся уплот-
нения штока и поршня;--------------под Дав-
лением находятся уплотнения поршня
агрегата при рсл 0
Пм^'1
4/пр^'
D
(67)
2. Рабочее давление подается со стороны штока. Сила трения
Т'тр = прrfПр (Dl dl ) 4" nDfnpl pr ел-
Движущая сила
Гд=^(^-^).
К. п. д. агрегата при = Г — I и рсл <=& 0
4/пр^
D — d '
1
(68)
Так как т]м учитывает потери энергии на трение в уплотнениях,
то рассмотрим опытные значения коэффициентов трения для раз-
личных уплотнений, полученные на стенде с возвратно-поступа-
тельным движением.
Принимая значения fnp, полученные выше опытным путем для
различных уплотнений, задаваясь давлением р и зная D—d и /,
можем определить механический к. п. д. гидроагрегата при любом
значении тягового усилия F — FR — FTP.
Изменение к. п. д. гидравлического цилиндра с изменением
давления жидкости для D — 70 мм, подсчитанное по уравнению
70
(66) на основе опытных значений силы трения в различных уплот-
нениях, приведено на рис. 31.
Как видно из этого рисунка, для контактных уплотнений, изго-
товленных из резины, наиболее высокий к. п. д. получается при
применении колец круглого сечения и малогабаритных манжет;
наименьшее значение к. п. д. — при применении шевронных ман-
жет (ГОСТ 9041—59) и манжет (ГОСТ 6969—54). Необходимо
заметить, что при постоянных диаметрах штока и цилиндра для
всех уплотнений значение к. п. д. увеличивается с увеличением
давления (вследствие уменьшения коэффициента трения), напри-
мер для манжет (ГОСТ 6969—54) при увеличении давления жидко-
сти с 20 до 500 кгс/см2 к. п. д. увеличивается с 0,8 до 0,97.
Механический к. п. д. гидроцилиндра можно подсчитать также,
пользуясь значением к. п. д. т]м70, приведенного на рис. 31 для
£>.= 70 мм. Имея в виду, что на основании уравнения (68)
гдеф — коэффициент потерь; ф = 1 — т]м иф70 = 1 — Пмто! Лито —
механический к. п. д. для гидроцилиндра с D = 70 мм.
При подаче давления со стороны поршня принимаем d = 0.
Глава III
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
ДЛЯ СОЕДИНЕНИЙ
С ВРАЩАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
Уплотнительные устройства, предназначенные для гермети-
зации соединений с вращательным движением деталей (валов),
имеют широкое применение в машиностроении. Особенностями
работы уплотнений для соединений с вращательным движением
деталей являются плохие условия отвода тепла, выделяемого на
трущихся поверхностях, и сравнительно быстрый износ уплотни-
тельных элементов, а также соответствующего участка вала,
особенно при наличии давления запираемой среды.
16. КЛАССИФИКАЦИЯ УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
ДЛЯ СОЕДИНЕНИЙ С ВРАЩАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
Как было уже принято для соединений с возвратно-поступа-
тельным движением, уплотнительные устройства для соединений
с вращательным движением также могут разделяться:
1) по принципу действия уплотняющего элемента на контакт-
ные и бесконтактные;
2) по материалу уплотняющих деталей на неметаллические и
металлические;
3) по продолжительности работы при движении на длительно
и кратковременно работающие.
Кроме того, по направлению действия контактных давлений
на уплотняющих поверхностях уплотнительные устройства можно
разделить на радиальные и торцовые.
К контактным уплотнениям относятся: радиальные манжетные
уплотнения, радиальные уплотнения с кольцами круглого сече-
ния, радиальные сальниковые уплотнения, торцовые уплотнения.
К бесконтактным уплотнениям относятся: щелевые, центро-
бежные, винтоканавочные, гидродинамические с деформируемой
втулкой, лабиринтовые.
По величине давления уплотнительные устройства можно
разделить: на работающие под низким давлением (подшипниковые
узлы зубчатые и червячных редукторов), на работающие под
высоким давлением (гидронасосы, гидродвигатели и др.) и ва-
куумные.
72
Контактные уплотнения обеспечивают надежное запирание
жидкости, находящейся под давлением и без давления. Утечки
жидкости по сравнению с таковыми для уплотнений с возвратно-
поступательным движением являются незначительными. Центро-
бежные и винтоканавочные уплотнения в состоянии покоя не
обеспечивают запирания жидкости под давлением и нуждаются
в дополнительных контактных устройствах, отключаемых при
вращении.
Гидродинамические уплотнения с деформируемой втулкой как
в состоянии покоя, так и при вращении вала не обеспечивают
полного запирания жидкости, находящейся под давлением, и
требуют отвода ее при работе и дополнительных устройств для
запирания в состоянии покоя. Лабиринтовые уплотнения не обес-
печивают полной герметизации соединения при наличии давления
жидкости.
Ниже рассмотрим уплотнительные устройства, работающие
под давлением запираемой жидкости.
17. НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИЕ РАДИАЛЬНЫЕ
КОНТАКТНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
В качестве радиальных контактных уплотнений применяются
уплотнения кольцами круглого или прямоугольного сечения,
а также манжетные и сальниковые уплотнения.
Установка резиновых колец и сальниковых уплотнений про-
изводится аналогично тому, как принято в уплотнительных
устройствах для соединений с возвратно-поступательным движе-
нием. Основные размеры армированных манжет определяются
по ГОСТ 8752—70.
Манжеты изготовляются с металлическим каркасным кольцом
и кольцевой спиральной пружиной. Металлическое кольцо при-
меняется для придания жесткости резиновым уплотнениям.
Уплотнение устанавливается открытой стороной к полости
повышенного давления. При наличии давления жидкости манжету
необходимо опереть на конусное кольцо.
Для обеспечения лучшей работоспособности при понижении
температуры масла, а также для компенсации износа лопасть
манжеты поджимается к валу кольцевой спиральной пружиной
с удельным давлением р0 0,2 н-0,4 кгс/см2.
Соответствующее усилие пружины F определяется из выра-
жения
л
2
F = J pQrl sin ср dtp = рог/,
о
где г — радиус цапфы; I — фактическая ширина участка приле-
гания лопасти манжеты к валу.
73
Виды разрушения радиальных контактных уплотнений,
применяемых для соединений с вращательным движением
Резиновые уплотнительные элементы выходят из строя по
следующим причинам:
1) превышение допустимой температуры в месте скольжения
контактирующих поверхностей и связанного с ним обугливания
рабочих поверхностей, что имеет место при больших значениях
fp'rv, где f—коэффициент трения; р'г—контактное давление;
v—скорость скольжения;
2) появление поперечных трещин на поверхности скольжения
уплотнения с последующим обрывом уплотнения, что проявляется
при больших значениях fp'p,
3) износ уплотнения по поверхности скольжения, при котором
происходит потеря предварительного натяга, образование мест-
ных зазоров и появление течи, что зависит от величины fp'r и
пройденного пути L;
4) повреждение поверхности на участке, выдавливаемом в за-
зор между деталями подвижного соединения, что зависит от р и L.
Все эти причины действуют одновременно.
В зависимости от принятых параметров: давления жидкости,
скорости скольжения и требующейся долговечности — опреде-
ляющей является одна из перечисленных причин.
При выборе допускаемого давления для уплотнений, работа-
ющих в соединениях с заданной скоростью вращения, необходимо
обеспечить следующие условия:
1) учесть местный нагрев
Р 1Р]нагр?
2) проверить прочность на разрыв резиновых колец круглого
поперечного сечения
Р (Р1разр>
3) проверить выбранное давление, исходя из заданной долго-
вечности на износ,
р [р]и3н*
Допускаемое давление
М = -^Г’
где Роп — опасное давление, при котором может произойти соот-
вествующее повреждение; [п 1 — коэффициент запаса.
Рабочее давление жидкости в агрегате необходимо оконча-
тельно выбрать с учетом настоящих условий.
Рассмотрим выбор режима работы уплотнений в-соответствии
с указанными видами разрушений.
74
Определение основных параметров работы
радиальных контактных уплотнений
из условий обеспечения теплового режима
Как показывают эксперименты, для контактных уплотнений при
вращательном движении опасным является повышение темпера-
туры в месте контакта уплотнения. При незначительном нагреве
агрегата местный нагрев может достигать большой температуры,
при которой резиновые уплотнения обугливаются, а на соот-
ветствующем участке вала могут появиться цвета побежалости.
Рис. 32. Схема отдачи тепла, выделившегося в месте
расположения уплотнения, и изменения температуры
вала по его длине: а — при наличии одного уплотне-
ния; б — при наличии двух уплотнений, симмет-
рично расположенных
Определим предельные параметры работы гидравлического
агрегата роп и v, исходя из опасной температуры местного нагрева,
применительно к радиальным уплотнениям, установленным пер-
пендикулярно оси вала.
Для дальнейших рассуждений примем следующую схему рас-
пределения теплового потока для уплотнения вала (рис. 32).
Рассмотрим установившийся тепловой режим. Примем, что
температура вала в его поперечном сечении является постоянной,
а изменяется только по его длине.
При этих допущениях разность тепловых потоков, проходящих
через два параллельных сечения вала, равняется количеству
тепла, отданному в окружающую среду.
Количество тепла, проходящее по валу в единицу времени,
определяется уравнением Фурье
Q — k^S ккал/ч.
Количество тепла, передаваемое в окружающую среду за то же
время, определяется уравнением Ньютона
Q = aS' (t — t0) ккал/ч,
75
где S' — поверхность теплоотдачи от вала к окружающей среде,
в м2.
Применительно к валу будем иметь
d(kS^ = a(t-t0)Udx,
где X—коэффициент теплопроводности вала в ккал/(м-ч-град);
а—коэффициент теплоотдачи от вала в ккал/(м2-ч-град); S —
площадь, через которую передается тепловой поток (площадь
поперечного сечения вала), в м2; U — nd — охлаждаемый пери-
метр вала в данном сечении в м; t — температура в данном сече-
нии вала в ° С; t0 — температура окружающей среды в 0 С;
х — направление передачи теплового потока (по нормали к изо-
термам).
Уравнение теплового баланса
Q = Qi + Qa>
где Q — количество тепла, выделяющегося на рабочей поверх-
ности уплотнения, в ккал/ч; — количество тепла, отводимого
в окружающую среду через часть вала, расположенную в ци-
линдре; Q2—количество тепла, отводимого в окружающую среду
через наружную часть вала.
Теплоотдачей путем излучения пренебрегаем.
Рассмотрим теплоотдачу от вала с целью определения местной
максимальной температуры под уплотнением [45].
Будем считать, что к основанию стержня (рис. 32) постоянного
сечения, изготовленного из однородного материала, подводится
тепло так, что температура во всех точках начального сечения
одинакова: /шах. Стержень находится в среде с неизменной темпе-
ратурой t0.
Принимаем постоянным коэффициент теплопроводности мате-
риала и коэффициент теплоотдачи для всей его поверхности, а
также температуру по сечению стержня.
Выделим элементарный участок толщиной dx, запишем урав-
нение баланса тепла на этом участке стержня. Тепловой поток
в элементарном объеме в стационарных условиях изменяется за
счет теплоотдачи с наружной поверхности
Qx = Qx+dx “Ь dQx,
ИЛИ
KS^-dx=UdxaQ,
dx2 ’
где 0 = t (х) — t0 — разность температур стержня и окружаю-
щей среды.
76
Таким образом, приходим к следующему дифференциальному
уравнению теплопроводности стержня:
л.- т1, = 0’
(69)
где т2 — — размерный параметр уравнения в 1/м2.
Интеграл этого дифференциального уравнения находится
в виде
0 (х) = С^тх + С2е~тх.
Для стержня конечной длины находим из граничных условий
при х = О
0(х) = 0тах = С1 + С2. (70)
При х — 1Ъ имеем уравнение граничного условия
dfi I ____________________________а л
Путем подстановки и дифференцирования получаем равенство
C2e-m,‘ — C1emZ* = + Cae-mZ«).
С. Н. Шорин [85, стр. 182] дает решение уравнения (69) для
стержня конечной длины, согласно которому для распределения
температур в ограниченном стержне получаем следующее уравне-
ние:
Имея в виду, что:
—V------------= ch(m/1);
jn (/1—x) I p—m (li—x)
±________________________= ch [m(/x — x)],
2
получаем
0 (x) — 0max
ch \m (/x —x)J
ch (m/j)
Для температуры на конце стержня при х = имеем
0/, = emax
Теплопередача стержня ограниченной длины определяется
формулой
ко = th Их)- (71)
77
Соответственно теплоотдача от вала (равная количеству тепла,
проходящему через его сечение в месте уплотнения):
Qi = (Zmax ^ж) А^’
Q2 = KSm2 (^max Q A*
Без отдельного учета теплоотдачи с торцов вала с достаточной
точностью для практических расчетов примем:
А^ th + ;
А2 th \jti2 12 —2~ ’
где
™1= + 1/^F; ^ = + l/^?Z
F ЛО г Ло
(тъ т2— характеристики вала в 1/м; /ж— температура рабочей
жидкости; tB — температура окружающего воздуха; аж, ав —
соответственно коэффициенты теплоотдачи от вала к рабочей
жидкости и окружающему воздуху).
Согласно уравнению теплового баланса
Q = XS [Ajffi! (imax tx) А2т2 (/max ZB)1-
Откуда температура вала под уплотнением будет
/гаах = + Л2т2 ["ХЗ" + •
Температура на концах вала без учета теплоотдачи с торцов:
/ f I ^max !ж
41к ~ /Ж “Г г / г \ 1 ’
ch (Z! + -yj]
/ Л. / । ^шах ‘
*2к ~ I г / г \ л ’
ch [m2 (/2 + “у)]
Количество тепла, выделяющегося в месте контакта уплотне-
ния с валом (пренебрегая отдачей тепла через уплотнение цилиндру
вследствие малой теплопроводности резины),
Q = Мт® ккал/ч,
где МТ — момент сил трения в кгс/м; ® — угловая скорость
вращения вала -в рад/с/
Подставляя значение Q, получим
^PrV 26,^iW'd ~ ^гаах + ^2^2^)],
78
SJIU 1 1f
= —j-; a — диаметр вала в м; I — длина уплотнения в м.
Температуру рабочей жидкости /ж определим как среднюю
температуру агрегата при установившемся тепловом режиме из
уравнения
Q^Saat Д/(1 — ф),
где Sn — наружная поверхность агрегата, от которой произво-
дится отдача тепла в окружающее пространство; at — коэффициент
теплоотдачи от агрегата к окружающему воздуху.
Приращение температуры агрегата Д/ = /агр — /в #=# /ж —
ф — коэффициент, учитывающий отвод тепла деталями крепле-
ния (ф от 0 до 0,3).
Температура рабочей жидкости при установившемся тепловом
режиме
t — t -I______-_____
ж Saa/а + Ф) •
Подставляя значение 1Ж и раскрывая значение Q, получим
fprv «5 -у,- (/тах — /в) Z, (72)
где
7 _ 1 Aimi + Аътъ
33,7-10‘ Г Л5Л1«1 I ’
L 1+.a/Sa (1 4-ф) J
Z — функция, учитывающая конструктивные особенности агре-
гата и коэффициенты теплоотдачи (/ъ /2, d, Sa, ав, аж, az).
Уравнение (72) связывает основные параметры, определяющие
работу радиального контактного уплотнения.
Значение f зависит от р' и v.
Задаваясь предельным значением /тах = /оп, получим соответ-
ствующее предельное значение (fp’rv)on.
Для улучшения теплового режима радиальных контактных
уплотнений целесообразно иметь материал уплотнений, у которого
больше предельная температура нагрева /тах = ton. Нужно
стремиться, чтобы в уплотнении возникало меньше тепла при ра-
боте сил трения и чтобы легче оно отводилось в окружающее про-
странство, для чего необходимого возможности уменьшать значе-
ние fl' — произведение коэффициента трения на длину уплотни-
тельного элемента, и увеличивать поверхности и коэффициенты
теплоотдачи S, Sa, aB, аж, az.
Полученные уравнения справедливы как для манжетного уплот-
нения, так и для уплотнений резиновыми кольцами..
Рассмотрим изменение коэффициента теплоотдачи ав и аж.
79
Коэффициент теплоотдачи от вала к окружающему воздуху
aB = Nuf-g- ккал/(м2-ч-град). (73)
Здесь при значении Re/ = 10ч-108, аналогично случаю попе-
речного обтекания труб [48], Nu/ = 0,43Re°’5; при Re/ = 103-?-
—е-2 -105 Nu/ — 0,216Re/’6, где Re = v — скорость вращения
вала; d — диаметр вала; v — кинематический коэффициент вяз-
Рис. 33. Зависимость предельного дав-
ления и предельного значения fp'rv от
скорости вала для резиновых манжет
и колец
кости воздуха.
Для сухого воздуха при
t - 20° С и v = 15,06- КГ6 м2/с,
Xf — 2,23-10’2 ккал/(м-ч-град).
Индекс f указывает на сред-
нее значение соответствующих
величин, отнесенное к окружаю-
щей вал среде (жидкости или
воздуху); индекс v указывает
на поверхность вала.
Аналогично коэффициент те-
плоотдачи от вала к жидкости
аж = Nil/ ккал/(м2 • ч • град),
где при Re/ = 10-е-103 Nu/ =
= O.SORe^Pit38^)0’25;
при Re/ = 103 н-2-10s Nil/ =
0,25Re/’6Pr/’38
v X
Здесь Рг/ = —----критерий Прандтля, где а — —--------коэф-
фициент теплопроводности жидкости; с — теплоемкость жидко-
сти; у — удельный вес жидкости.
Для веретенного масла 1/ = 0,123 ккал/(м-ч-град), при t =
= 60°С г] = 0,745-10"7 кгс-с/см2, v = 0,815-10"5 м2/с, ср =
= 0,4 ккал/(кг-град); у — 890 кгс/м3. Примем отношение
РГ/\0.25
Рг0/
Указанный расчет является необходимым для выбора допус-
каемого режима работы уплотнения при условии отсутствия пре-
вышения допустимой максимальной местной температуры нагрева
вала, исключающей обугливание резинового уплотнения по рабо-
чей поверхности и выход уплотнения из строя.
Исходя из теплового режима, на основании расчетных и опыт-
ных данных, ориентировочные значения максимальной скорости
80
вала и в м/с (диаметр 70 мм) при отсутствии давления жидкости
будут следующими:
Для резиновых колец, установленных в прямой канавке ...........^7
Для резиновых колец в наклонной канавке ,..................... <^10
Для армированных манжет ......................................<с:15—20
Из уравнения (72) следует, что максимальная скорость зави-
сит от рг, Г, d, 11У 12, 5а и др.
Как видно из рис. 33, это подтверждается и опытом, при малых
скоростях вала (у 0,2-н0,4 м/с) можно допускать большие дав-
ления жидкости, например до р = 200ч-400 кгс/см2, что имеет
важное значение для проектирования ряда устройств.
Радиальные уплотнения, установленные
наклонно по отношению к оси вала
Максимальное давление жидкости, при котором применяют
радиальные контактные уплотнения для соединений с вращатель-
ным движением, как было рассмотрено выше, ограничивается
местным нагревом уплотнения и участ-
ка вала, с которым оно соприкасается.
Можно значительно улучшить усло-
вия работы уплотнения, если восста-
навливать слой смазки и охлаждать
участок местного нагрева. }
Этой цели служат контактные
уплотнения, установленные наклонно от- f
носительно оси вала. В последнее время
нашли применение [201 наклонно уста-
новленные кольца круглого попереч-
ного сечения (рис. 34).
Также можно устанавливать и дру-
гие уплотнительные элементы. При этом Рис- 34* Уплотнение вала
„J г с помощью наклонно уста-
ПОДВОД смазки производится ТОЛЬКО на новленного кольца
части поверхности прилегания.
Для возобновления смазки на половине поверхности прилега-
ния уплотнения необходимо иметь для кольца
d tg а d2;
для манжеты
d tg а Z.
Чем больше наклон канавки, тем больший участок вала под
уплотнением будет смазываться и лучше охлаждаться, но будет
несколько увеличиваться утечка жидкости.
Можно рекомендовать установку двух наклонных колец, что
может обеспечить первому уплотнительному кольцу смазку по-
верхности прилегания с обеих сторон кольца.
81
Сечение канавок такое же, как для канавок, перпендикуляр-
ных оси вала.
Как показывают эксперименты, применение уплотнительных
колец, установленных в наклонных канавках, выполненных на
внутренней поверхности цилиндра, является весьма желательным,
так как в этом случае имеют место минимальные потери энергии
и наиболее высокая долговечность уплотнений.
Применение уплотнительных колец, установленных в наклон-
ных канавках, сделанных на наружной поверхности вала, не дает
уменьшения потерь энергии, и даже наоборот, при этом потери
увеличиваются по сравнению с кольцом, установленным в перпен-
дикулярной канавке.
Определение давления жидкости,
допускаемого прочностью резинового кольца
Как показывают эксперименты, при применении высоких дав-
лений у уплотнительных элементов с малым поперечным сечением,
например у колец круглого поперечного сечения, на внутренней
рабочей поверхности появляются трещины, приводящие к раз-
рыву кольца.
Приближенное значение касательных напряжений на внутрен-
ней поверхности кольца, возникающих под действием сил трения
при вращении вала, определяется по формуле
тср 1=2 Тпр,
где р — давление жидкости; f—коэффициент трения; d—вну-
тренний диаметр кольца; d2 — диаметр сечения кольца.
Давление жидкости, определяемое из условия прочности
кольца, не должно превосходить
1,25xnprf2
Если скорость вращения вала будет иметь некоторые периоди-
ческие колебания, например за счет работы гидропривода, то
в этом случае могут проявиться и усталостные явления, пони-
жающие значение тпр. Для колец в нормальных канавках ртах =
= 40-7-100 кгс/см2; и в наклонных канавках ртах = 60н-
-4—150 кгс/см2. Меньшее значение ртах соответствует валу 0 180 мм
и большее — валу 0 70 мм.
Определение долговечности уплотнений
с учетом их износа
В материале уплотнений усталостные явления не будут иметь
существенного значения. Причиной, определяющей долговечность
уплотнений при правильно выбранном тепловом режиме является
82
их износ. В случае же очень большого местного разогрева уплот-
нения могут выйти из строя из-за их разрушения.
Износ рабочих поверхностей при вращательном движении
имеет место у уплотнений, находящихся .под давлением или постав-
ленных на место с натягом.
Износ можно характеризовать следующими зависимостями,
аналогичными предложенным в работе 1661:
(fPr)m'Vn'T = const,
или упрощенно
(fp’r^L — const,
где рг—контактное давление от запираемой жидкости; L —
путь трения, L — ndnTQO; v — скорость перемещения; Т —
время; п— число оборотов вала
в минуту; d — диаметр вала;
f — коэффициент трения.
Допускаемое давление из ус-
ловий обеспечения заданной
долговечности
1р]и3н ==
где р — предельное давление,
снятое с кривой долговечности,
при d = 70 мм и чистоте уплот-
няемой поверхности V?—V8;
е—коэффициент, учитывающий
влияние на долговечность изме-
нения диаметра вала (при d =
— 70 мм 8 = 1); р — коэффи-
циент, учитывающий влияние
Рис. 35. График долговечности для
резиновых уплотнений при вращатель-
ном движении:
1 — кольцо круглого сечения, канавка на
внутренней поверхности втулки, наклон к
оси вала 4°; 2 — кольцо круглого сечения,
канавка на внутренней поверхности втул-
ки, прямая; 3 — армированная манжета
на долговечность чистоты, обра.- ....
ботки вала (при V7—V8 Р = 1); [nl— коэффициент запаса.
При работе и испытаниях часто имеют место разные контакт-
ные давления р’г или скорости движения v. В этом случае сумми-
рование износа производится определением приведенного времени
работы, соответствующего основному режиму рх,
+ (р^Г'^т2 + • . = (рхЬУ у *тпр.
Приведенное время работы, соответствующее давлению
и скорости vlt
Тпр = л + (-^-Гл + (-^ )"* Тз + • ’ •
\ Р1Г1 / \ / VPi/1 / \ V1 /
Принятое приближенное суммирование износа дает возмож-
ность применить ускоренные методы испытаний уплотнительных
устройств в пределах рабочих режимов, допускаемых разогревом.
83
Зависимость долговечности (проходимого пути L или времени
работы Т) отдельных разновидностей уплотнений при вращатель-
ном движении от давления жидкости р на основе опытных данных
при d = 70 мм представлена на рис. 35.
На некотором базовом пути Lo (в данном случае Lo Ю4 км)
кривые долговечности приближаются к параллельным прямым,
для которых при давлении р0 долговечность может быть весьма
большой.
Долговечность резиновых колец круглого сечения, установлен-
ных наклонно на внутренней поверхности цилиндра, значительно
превосходит таковую для тех же колец, установленных на внут-
ренней поверхности цилиндра перпендикулярно оси вала.
Коэффициент работоспособности уплотнений
Для упрощения расчетов воспользуемся коэффициентами рабо-
тоспособности, получаемыми при обработке кривых долговеч-
ности.
Принимаем за исходное выражение
(fp;r*L = Ci (74)
и распространяем его на всю кривую долговечности при износе.
Для практических расчетов можно принять коэффициент
работоспособности при износе
C = (fprr'vT, (75)
где Сх = 3600С; L = ЗбООоТ = л^пТбО; L — путь износа;
Т — общее время работы в ч; v — скорость вращения вала в м/с;
d — диаметр вала; п — число оборотов вала в минуту.
Получаемые значения 2-4-3.
Коэффициенты работоспособности, полученные при d — 70 мм
и /Их = 3, следующие:
Для армированных манжет • ..........• ............. 1 750
Для колец круглого сечения в прямой канавке на втулке.: 50 000
Для колец круглого сечения в наклонной канавке (наклон 4°) • ; • • 23 000
Данная долговечность, соответствующая коэффициенту рабо-
тоспособности, обеспечивается при условии, что произведение
fp’i-v, определяющее местный нагрев, не превосходит допускаемое
и максимальное давление — по условию прочности на разрыв.
Пользуясь значениями С, можно вычислить предельные зна-
чения Т при переменных р'г и v.
Определение долговечности резиновых
армированных манжет (ГОСТ 8752—70)
Рассмотрим определение долговечности армированных манжет
с учетом конструктивных особенностей, а также эксперименталь-
ных данных.
84
Армированные манжетные уплотнения, используемые для гер-
метизации соединений корпусов с вращающимся валом, обычно
выходят из строя по причине износа рабочих лопастей в течение
сравнительно длительного времени. Однако при местной темпе-
ратуре нагрева вала на поверхности скольжения выше темпера-
туры вулканизации резины уплотнения быстро выходят из строя
по причине повреждения лопасти — появления трещин на рабо-
чей поверхности. В соответствии с этим при выборе рабочего ре-
жима использования манжет рекомендуется:
1) проверить, чтобы заданный рабочий режим использования
уплотнений (давление жидкости и скорость вала) допускался тепло-
вым режимом;
2) определить ориентировочную долговечность для заданных
рабочих условий.
Определение предельных режимов работы
армированных манжет исходя из теплового режима
Определение предельных режимов произведем из рассмотре-
ния местной максимальной температуры вала под уплотнением
при установившемся тепловом потоке по методике, изложенной
выше. Ранее было получено:
Q1 = ^вала^^1 (^тах ^ж) ^1»
0,2 = ^вала*^^2 (^тах ^в) ^2> Q ~ Q1 4"
Q = ndlfp’rV-^-W = (36°02|04я) di (fprV) ккал/ч.
Раскроем значения S, mlt т2, Дь А2, аж, ав, тогда для
жидкости:
г Лвала° г Лвалаи
аж =------— ккал/(м2 • ч • град).
При Re/ = 103н-105
Nuz = 0,25Re/’6Prz’38 ,
Prf i
где
10,62 /™\0.38
аж= 0,25 Рила ккал/(мМ-град);
Aj_ sw th «h/пр,- = th Xf, хх = mjtfp,;
85
Г2-О,25о,5(су)£19 / Х0^31 \1 /пр 03
V _ 7 х /Ж I Ж I **Р1 о •
1 — Г0Л1 \ 10,15 J j0,7 увала>
L тж \ лвала / J
= /nP1=/i + 4-;
«Пр! Z
для воздуха:
гщ. = + 1/= 1/
г Л, Валао г Лвала«
Nuf%/ // 2 \
“возд = —7— ккал/(м2 • ч • град);
при Ref = 103-т-2-105
Nuz = 0,216Rez; Rez = -^-;
сухого воздуха при t = 20° С: v = 15,06-10 6 м2/с; =
для „ w
== 2,23-10”2 ккал/(м-ч-град);
а ______ 0>216и0,6 ^0,6ХВОЗД . Л XL х .
°&возд ОД} ~ гп «*2»
увозда
, 2.0,216°’5У3а3 <*°'3^озЛп2 36OO0’3
v ___ 1 __ __________Bajia____возд npz______
л2 —'«24пр2 — Oj5 л 5 о.З j0,5
лралаа VB03fla
_ 2-О,2160,5/ ^возд\°-5~| J,
^-^ла Збоо0’3;
а'
~ 3,0-3
L увозд
т2 ~ - Г*— /пр2 =44 л” •
4пр2
Подставляя значения ти tn2, S и Q получим для радиально-
контактных уплотнений
г ' 0 7
fprV^ ssg -р-
(76)
где
„ 427^вала Г ,, , ч ,
2 ~ 3600°’7И04-4 L 3F 1 ШаХ ~ Ж’ +
0,93Хв,3здЛ2 j
“1 ОД vmax ^в/ I •
VBO3fl J
Значения Аг и Ла изменяются несущественно.
Принятые обозначения: S = — поперечное сечение
в м2; Хвала — коэффициент теплопроводности стального
86
вала
вала
в ккал/(м-ч-град), при t — 40° С %вала = 43; при t — 90° С
%вала = 42; %ж — коэффициент теплопроводности жидкости
в ккал/(м-ч-град) для веретенного масла, Хж — 0,123; Ав03д —
коэффициент теплопроводности воздуха в ккал/(м-ч-град), сж —
удельная тейлоемкость жидкости в ккал/(кгс-° С), для веретен-
ного масла сж = 0,43; уж—удельный вес жидкости в кгс/м3,
для веретенного масла при t = 40° С уж = 880, при t — 90° С
уж = 860; /тах — опасная местная температура, для резины
/тах = 150° С; tx — температура жидкости в ° С; tB — темпера-
тура окружающего воздуха в 0 С; v — окружная скорость вала
на поверхности скольжения в м/с; d — диаметр вала в м; /' —
длина рабочего участка уплот-
нения в м; f—коэффициент тре-
ния скольжения; *%озд—кине-
матический коэффициент вяз-
кости воздуха в м2/ч, для сухого
воздуха при t = 20° С ув03д =
— 0,054; vH( — кинематический
коэффициент вязкости жидкости
в м2/ч для веретенного масла,
при t = 40° С уж = 0,061, при
t = 90° С уж = 0,018; р'г—кон-
тактное давление на поверхно-
сти прилегания уплотнения к
валу в кгс/см2; аж — коэффи-
циент теплоотдачи от вала к
жидкости в ккал/(м2-ч-град);
ав — коэффициент теплоотдачи
от вала к окружающему воз-
Рис. 36. График изменения коэффи-
циента z2 для резиновых радиально-
контактных уплотнений (армирован-
ных манжет и уплотнительных колец).
Масло веретенное АУ, tB — 20° С,
^тах = 150° С:
1 — d = 300 мм, / = 40° С; 2 — d =
— 20 мм, t — 40° С; 3 — d — 300 мм, t —
= 90° С; 4 — d = 20 мм, t = 90° С ~
духу в ккал/(м2-ч-град); Мт— -
момент сил трения в кгс-м; —количество тепла, отводимое
в окружающую среду через часть вала, расположенную
в цилиндре, в ккал/ч; Q2 — количество тепла, отводимое в окру-
жающую среду через наружную часть вала, в ккал/ч; t0 —.тем-
пература окружающей среды в ° С.
Уравнение (76) справедливо для любых радиально-контакт-
ных уплотнений (манжет, уплотнительных колец и др.).
Полученные значения Z2 представлены на рис. 36, где принято
для резины /шах = 150° С. На величину Z2 существенное влияние
оказывает температура жидкости в агрегате /ж и диаметр вала.
На рисунке даны значения Z2 для /ж = 40° С и /ж = 90° С;
d = 20 мм и d = 300 мм при -j- = Зч-Ю; — 3. С увеличением
длины вала с — 3d до = 7d функция Z2 увеличивается незна-
чительно. Полученные опасные значения (fprv)on для армирован-
ных манжет (ГОСТ 8752—70) при р = 0 для разных диаметров ва-
лов представлены на рис. 37, а при наличии давления жидкости
и подкладного кольца (Z' = 5 мм) на рис. 38.
87
Рис. 37. График изменения опасных зна-
чений оп для резиновых манжет
(ГОСТ 8752—61) при отсутствии давления
жидкости для d = 20—300 мм. Масло вере-
тенное АУ,
Г = 20° С, Сах= 150° С: 1 - d = 70 мм, t =
= 40° С- Д<4т1П’ 2 - d = 120 “«• 'ж »
= 40° С, I min, 3 — d = 20 мм, /ж =
= 40° С, 4in, Admin; 4 - d = 300 мм, <ж =
= 40° С, ^mjn, Arfmin; 5 — d = 70 мм, /ж ==
= 90° С> Zrnin’ Arfmin’ 6 “ d = 120 мм’ *ж =
= 90° С’ Zmin’ Arfmin’ 7 ~ d = 20 мм, =
= "° С’ Zrnin’ 8 “ d- 300 мм, =
= 90° C> Zmin’ Arfmin’ 9 ~ d = 20 =
= 40° C> Zmax’ ^max= 10 ~ d = 120 мм, *ж =
= 40° C’ Zrnin’ Arfmax’ 11 ~ d = 70 MM’ *ж == 40° C’ 'max’ Arfmax> 12 ~ d =
= 20 мм, /ж = 90° С, Zmax, A^max; 13 - d = 120 мм, = 90° C, /'max, Adm ax;
14 ~ d = 300 *ж = "° C> Zmax’ ^max’ 15 " d = 70 мм, - 90° C /'max, Adm ax
(Рг) оп
Рис. 39. График изменения опасных
удельных давлений (рг)оп для рези-
новых манжет (ГОСТ 8752—61). Диа-
метр вала 70 мм. Масло веретенное АУ,
tB = 20° С, /тах = 150° С:
1 — для манжеты с подкладным кольцом
при наличии давления жидкости, ?ж =
= 90° С, V = 5 мм; 2 — то же, / = 40° С,
Z* == 5 ММ; 3 — для манжеты без подклад-
ного кольца при отсутствии давления
жидкости, t =90° С, I , х; 4 —
Ж HldX IlldX
то же, <ж = 40° C,Zmax, Д</тах; 5 - то
же, 1Ж = 90“ С, Z^.n, Admjn; 6 - то же,
^ж = 40° с> Zmin> Admin
жет (ГОСТ 8752—61) при наличии да-
вления жидкости (/^5 мм). Масло ве-
ретенное АУ, /в=20°С, Zmax=150°C:
1 — d = 300 мм, /ж=40° С; 2 — d = 120 мм,
*ж = 40° С; 3 - d = 300 мм, /ж = 90° С;
4 — а = 70 мм, ^ж = 40о С; 5 — d ~ 120 мм,
/ж = 90° С; 6 — d = 20 мм, Уж = 40° С;
7 — d = 70 мм, /ж=90° С; 8 — J=20 мм,
f = 90° С
88
Значения (fprv)on зависят от контактной длины уплотнений
см. уравнение (76). Чем больше Г, тем меньше значение
(fPr^)on, и наоборот. Величина I' зависит от величины предваритель-
ного натяга манжеты при сборке на вал kd = d — dBH. Чем
больше Ad, тем больше I и меньше (fprv}on. Значения /' приведены
ниже.
На рис. 39 представлены значения опасных контактных дав-
лений (рг)оп в зависимости от скорости скольжения, полученные из
условий местного разогрева для диаметра вала d = 70 мм,
(р) -
\Рг )оп —
Значениями коэффициента трения задаемся на основе опытных
данных в зависимости от давления, например f = 0,055 при р =
= 100 кгс/сма; f — 0,065 при р = 80 кгс/см2; f = 0,08 при р =
= 40 кгс/см2; f = 0,16 при р = 10 кгс/см2 и f = 0,8 при р =
= 0,5 кгс/см2.
Определение удельных давлений
на поверхности скольжения
Удельные давления, возникающие на поверхности сопряже-
ния армированных манжет с валом, определяют предельную
скорость и долговечность уплотнений.
Принимаем следующую схематизацию; условно заменяем очер-
тание лопасти манжеты цилиндром (рис. 40), при этом длина
контактной линии уплотнения с валом при р = 0:
для армированной манжеты
/' Дг (tg 35° + tg 60°) = 2,432Дг;
для уплотнительного кольца
Z = d2 sin a; cos а =----= I--------;
j » r г ,
кг — радиальное обжатие уплотнения при сборке.
Удельные давления при отсутствии давления жидкости (р =
= 0)
Рг — Рйъ + Рпр-
При наличии давления жидкости (р =£ 0)
Рг = Ров Н- Рпр Н- kp, (77)
где рОв — удельные давления на запирающих поверхностях
манжет, обусловленные наличием радиальных деформаций за счет
натяга лопастей при сборке; рпр — удельные давления, возни-
кающие на поверхности сопряжения за счет действия пружин,
89
поджимающих лопасть к валу, без учета жесткости резиновых
манжет; k — коэффициент уменьшения передаваемого в радиаль-
ном направлении давления жидкости (k ?«1).
Удельные давления, возникающие на внутренней лопасти ман-
жеты за счет деформации натяга лопасти при сборке (без пружины
и без учета изгиба манжеты),
р -±Ее/ d»-d»
р0в 2 2</2+/- •
Рис. 40. Схемы к
расчету: а — арми-
рованная манжета;
б —уплотнительное
кольцо
Тангенциальная деформация (относительный натяг)
где = dH — d„.
Здесь ds, dB >— наружный и внутренний диаметры лопасти до
сборки.
Удельные давления от пружины
Рпр — 0.4-Г-4 кгс/см2.
Обычно меньшие значения рпр соответствуют большим диа-
метрам валов (300 мм) и большие — меньшим диаметрам (10 мм).
Соответствующее усилие пружины Рпр определяется из выра-
жения
Л
2
Л,Р = J РпрГ1’ sin ф dtp = рпрг/',
о
90
где г — радиус цапфы; I1 — фактическая ширина участка приле-
гания лопасти к валу.
Удельное давление от действия пружины (без учета жесткости
лопасти)
где V = l,216AdB; Рпр— усилие пружины.
Изменение длины контакта Г в соответствии с размерами
и допусками на типоразмеры манжет по ГОСТ 8752—70 представ-
лены на рис. 41.
Изменение е/в, рОв и р'г с учетом размеров и допусков на из-
готовление представлены на рис. 42—44.
Значение рОв мало по сравнению с рпр.
Определение долговечности резиновых
армированных манжет (ГОСТ 8752—70)
Для оценки срока службы резиновых уплотнений при обес-
печенном тепловом режиме, исходя из энергетической теории
износа, принимаем следующее уравнение, характеризующее износ
при заданном натяге манжеты Ad:
(fp'rf'L = Cb
где L <— путь износа в м; L — ndnT60 — 3600«Т; Т — время ра-
боты в ч; п — число оборотов вала в минуту; v .— окружная ско-
рость вала в м/с; —постоянная величина для заданных усло-
вий, соответствует натягу Ad.
Для упрощения вычислений воспользуемся измененным выра-
жением, введя понятие коэффициента работоспособности С,
С = (fpr)m,vT, (78)
где
р___ С}
~ 3600 •
Согласно опытным данным для армированных манжет d =
= 7Q мм; при наличии Admax 1,5 мм и тг = 2-г-З коэффициент
работоспособности С = 1750.
Зависимость vT от р', соответствующая Admax, тх = 2,5,
С = 1750 (Admin и q __ ШИ)представлена на рис. 45.
Данная долговечность vT обеспечивается при условии, что при
местном нагреве произведение fp’rv не превосходит опасного зна-
чения (fprv)on, а величина диаметрального натяга Admax ж 1,5 мм.
При расчете приняты значения f в зависимости от р, указанные
выше. Считаем, что для манжет без пружины путь износа L или
91
Рис. 41. График изменения
длины контакта манжеты
(ГОСТ 8752—61) с валом
в зависимости от диаметра
вала
Рис. 42. График изменения относитель-
ных натягов с изменением диаметра вала
для манжет (ГОСТ 8752—61) ’
Рис. 43. График изменения кон-
тактного давления манжет (ГОСТ
8752—61) без пружин в зависимо-
сти от диаметра вала
Рис. 44. График изменения
удельных давлений для ар-
мированных манжет с пру-
жиной (ГОСТ 8752—61) в за-
висимости от диаметра вала:
_ AtZmin, рпр min,
£mln; Arfmax’
Рпр max’ ^max
92
vT-fd^M-ч/с
Рис. 45. График изменения долго-
вечности при работе армированных
резиновых манжет (ГОСТ 8752—61)
при fp'rv < (fp'rv) оп- Диаметр вала
70 мм; натяг Admax = 1,5 мм (без
пружины); Admin «=<
гг* Ad
произведение vT пропорциональны высоте истираемого слоя -у •
Следовательно, с уменьшением натяга Ad соответственно умень-
шается срок службы манжет. Необходимо обратить внимание,
что указанные расчеты долговечности являются ориентировоч-
ными, проверенными при испытаниях для диаметров валов 70
и 120 мм и в силу большого количества факторов, влияющих на
срок службы, и особенностей ха-
рактера кривых долговечности
могут иметь существенные откло-
нения.
Аналогичный расчет можно про-
извести и для других резиновых
радиально-контактных уплотне-
ний, используя приведенные выше
значения Z2-
Admax = 1,5 мм, минималь-
Пример расчета долговечности
манжетных уплотнений
(ГОСТ 8752—70)
Проверить выбранный рабочий
режим и определить долговеч-
ность армированных манжет при
следующих данных: диаметр вала
d = 70 мм, максимальный натяг
ный натяг Admln = — , масло веретенное АУ, длина концов
вала == Zg 3d.
Рассмотрим отдельные случаи, когда давление жидкости р =
= 0 и р =# 0.
1. Давление жидкости в агрегате р = 0. Скорость вращения
вала v = 10 м/с. Ожидаемая температура жидкости /ж = 60° С.
Из графика на рис. 39 находим следующие опасные значения
контактные давлений р'г оп, при превышении которых уплотнения
будут быстро выходить из строя по причине необеспеченности
теплового режима:
при Admin, 4nin> • • ♦, Pr On Ю0
nph A dmax, Zmax, • • •, PrOn Ю
Из графика на рис. 44 находим, что под
боте будет следующее удельное давление р'г:
при Admin, Zmin, • •-,Рг^2,7 кгс/см2,
При Admax, Zmax, • • -, pr^ 1 КГС/СМ2.
Следовательно, р'г < р' оп и тепловой режим будет обеспечен.
кгс/см2,
кгс/см2.
уплотнением при ра-
;рг
93
Согласно графику на рис. 45 определяем ориентировочную
долговечность:
1) при Admax 1,5 мм, pr^ 1 кгс/см2 vT = 9900; следова-
тельно, при v = 10 м/с получим срок службы Т — 990 ч, что
соответствует опытным данным;
2) при Admin = --^пах и р'г = 2,7 кгс/см2 vT = 600; следо-
вательно, Т = — 60 ч.
.2. Давление жидкости р = 0, окружная скорость вала v =
= 30 м/с, ожидаемая температура жидкости /ж = 90° С. Со-
гласно рис. 39 при Ad р' = 0,5 кгс/см2, при Ad . р’ =
= 17 кгс/см2. Согласно рис. 44 имеем при p'r = 1 кгс/см2,
при Adminp' = 2,7 кгс/см2. Следовательно, при Admaxpp > р'г оп,
тепловой режим не обеспечен, уплотнение быстро выходит из
строя. При Admin, согласно рис. 45 vT = 100, следовательно, при
v = 30 м/с Т = 3,3 ч.
3. Давление жидкости в агрегате р = 5 кгс/см2. Окружная
скорость вала v = 10 м/с, /ж = 60° С.
Удельные давления под манжетой
Рг — Рг, р=0 + р,
где рг р=0 — удельное давление под манжетой при р = 0, опре-
деляемое по графику на рис. 44. При Admln и l’min рг = 2,7 + 5 =
= 7,7 кгс/см2 при Admax и /тах pr = 1 + 5 = 6 кгс/см2.
Обращаясь к графику на рис. 39, имеем, что р' > рР0П, что не-
допустимо. Необходимо понизить или/v, или р. Согласно графику
на рис. 39 находим, что такое давление может быть допущено при
v «С 4 м/с.
Ожидаемая долговечность согласно графику на рис. 45:
1) при Admax = 1,5 мм и р'г = 6 кгс/см2 vT — 1250, следо-
вательно, при v = 4 м/с получим Т = 312 ч;
2) при Admin = и р' = 7,7 кгс/см2 получим vT = 200,
при и = 4 м/с Т = 50 ч.
4. Давление жидкости р = 40 кгс/см2, окружная скорость вала
v = 1,5 м/с,, ожидаемая температура жидкости /ж = 40° С. Удель-
ное давление под уплотнением р' = рр> р==0 + р = 43 кгс/см2.
Согласно рис. 45 и расчету при Admax vT = 96 Т = 64 ч, при
Adfflln vT = 24 Т = 16 ч.
Для решения задачи при исходных данных, непредусмотренных
приведенными графиками, расчет можно произвести по изло-
женной выше методике, пользуясь уравнениями (76)—(78).
94
Утечка жидкости через соединения
с радиальными контактными уплотнениями
Утечка жидкости через контактные уплотнения при враща-
тельном движении значительно меньше, чем при возвратно-по-
ступательном движении.
Одной из причин уменьшения утечки является отсутствие воз-
вратно-поступательного движения вала относительно уплотне-
ния, а следовательно, и отсутствие переноса жидкости с помощью
микронеровностей поверхности, получаемых от механической об-
работки. В этом случае также меньше вероятность объединения
отдельных неровностей в капиллярные зазоры. Контактные упло-
тнения лучше прилегают и прирабатываются к одной и той же
поверхности вала. Как показывают эксперименты, утечка жидкости
через контактные уплотнения, такие как манжетные уплотне-
нения(ГОСТ 8752—70), установленные с натягом, уплотнения коль-
цами (ГОСТ 9833—61), торцовые уплотнения, в состоянии покоя
отсутствует, как при наличии давления, так и без давления. Обычно
утечка имеет место лишь при работе, увеличиваясь по мере
износа уплотняющих деталей.
По мере увеличения износа при остановке вала появляется
значительная утечка жидкости (до 100 см3); а после выработки
избытка резины в сечении кольца, создававшего предварительный
натяг, наступает прорыв жидкости.
При определении долговечности после появления утечки
жидкости более 10 см3/ч уплотнение считалось условно вышедшим из
строя, хотя оно и было еще работоспособным. Критерий выхода
уплотнений из строя по величине относительной утечки должен
определяться конкретными требованиями, предъявляемыми
к данной машине.
Как следует из опытных данных, для резиновых радиально-
контактных уплотнений утечка жидкости обычно увеличивается
с ростом факторов, определяющих износ уплотнений: с увеличе-
нием давления жидкости р, скорости вала v и времени работы Т.
Утечка жидкости уменьшается с увеличением предварительного
натяга б уплотнительного элемента, устанавливаемого при сборке
Рг
относительно вала, с увеличением отношения -у, длины уплотне-
ния /' и вязкости ЖИДКОСТИ Т|
Qy = F [ W)> L, у-, Ро, d, Г], v] .
Величина утечки жидкости из радиально-контактного уплотне-
ния может быть представлена следующей зависимостью:
Qy
Cj, dvk>
(79)
95
где
b-k2(pj)^L.
6
L = 3600 vT — путь, проходимый точкой на валу за время ра-
боты Тг\ v — скорость вращения вала в м/с; 6 — радиальный на-
тяг при сборке; т] — коэффициент динамической вязкости; d —
диаметр вала; С3, Со — опытные коэффициенты; С3—коэффи-
циент, учитывающий влияние отрицательной температуры (мороза);
Сп — коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверх-
Рис. 46. Значения относительной утечки в зависимости от продолжительности
работы уплотнения:
1 — наклонная канавка (наклон 4°), р = 150 кгс/см2, п = 1000 об/мин; 2 — наклонная
канавка (наклон 4°), р — 60 кгс/см2, п ~ 1000 об/мин; 3 — прямая канавка, р =
= 30 кгс/см2, п == 1000 об/мин; 4 — прямая канавка, р = 100 кгс/см2, п = 109 об/мин;
--------------------расчетные кривые;----------опытные кривые
ности; Сб — коэффициент, учитывающий величину биения вала;
См — коэффициент, учитывающий механические свойства ре-
зины, Со — С3СпСоСм.
При работе уплотнения должен быть натяг. Если зазор больше
0, уплотнение выходит из строя. Пределы изменения Z: 0 Z 1.
При L = 0 Z = 1 — в начале работы, при б = k2 [p'rf)mt L
Z — 0 — при выходе уплотнения из строя.
Для испытанных радиально-контактных уплотнений (резино-
вых колец круглого сечения в прямых канавках) получаем
1
( 4.10-i°cto 2
см3/ч,
где Z — безразмерный параметр:
Z = 1
0,48-IO-10 (prf)3L
-
96
Принятые размерности: d в см; 6 в см; т] в кгс-с/см2; р в кгс/см2;
/' в см; L в м.
Приближенные значения коэффициентов, полученные при обра-
ботке данных для резиновых колец круглого сечения, установлен-
ных в нормальной канавке, выполненной на внутренней поверх-
ности цилиндра, С1 = 4-10-10; k2 = 0,48-10-10; kr = 3; ks =
•= х/2; а — 2; тг = 3.
В условиях проводимых опытов (веретенное масло 2, темпера-
тура маода 60° С, чистота обработки V 7, биение вала 0,05 мм,
для маслостойкой резины) при обработке данных принято
С3 = Сп = Сб = См = 1.
На рис. 46 приведено сравнение расчетных и опытных значе-
ний относительной утечки для колец круглого сечения, установ-
ленных в нормальных канавках. Наибольшие утечки имеют рези-
новые кольца, установленные в наклонных канавках.
Потери мощности в радиальных контактных уплотнениях
Потери мощности на преодоление сил трения имеют существен-
ное значение при проектировании приводов. Необходимо стре-
миться иметь минимальные потери, так как это повышает к. п. д.
привода.
Для радиальных контактных уплотнений момент, необходимый
для. преодоления сил трения, будет
Мт = л Ifp'r,
где V — ширина контактной площадки уплотнения с валом;
Рг — среднее контактное давление между уплотнением и валом.
Потери мощности
АГ Л»/ d Г)
^ = -^“=-102-^ КВТ-
Удельные потери мощности, отнесенные к одной атмосфере
запираемого давления жидкости,
____ til dk (fv) /QA\
p “ 102 ’
где k = .
Для резиновых колец контактное давление
Pr = Pr “h Ро>
pf 0,82 р.
где р—давление жидкости;
4 Г. В. Макаров 97
Для манжет
Рг «=* рг + Ро> Ро = Ро + Рпр> Рг р,
где рпр — удельное давление на поверхности контакта, создавае-
мое пружиной.
Для коротких сальников (прожиренных)
Рг^ 0,66р.
18. МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ И ГРАФИТОВЫЕ
РАДИАЛЬНЫЕ КОНТАКТНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
На рис. 47, а представлена схема уплотнения вращающегося
вала с помощью разрезных пружинящих колец [78].
Пружинящие’уплотнительные кольца под влиянием внутрен-
них напряжений^и рабочего давления должны оставаться не-
подвижными относительно
расточки кррпуса. Относи-
тельные перемещения совер-
шаются между торцовыми по-
верхностями кольца и ка-
навки во втулке. Поперечное
сечение кольца должно быть
так подобрано, чтобы давле-
ние запираемой среды в осе-
вом направлении обеспечи-
вало плотный контакт по тор-
цовой поверхности. Уплот-
нение не обеспечивает пол-
ной герметичности соедиения.
Рис. 47. Разновидности уплотнений вала: Уплотнения с плавающими
а — схема уплотнения вала разрезными кольцами
пружинящими кольцами; б — плавающее
уплотнение вала; в — уплотнение вала На рис. 47, б представле-
пружинящими кольцами но трехкольцевое плавающее
уплотнение для вращающе-
гося вала [78]. Уплотнительное кольцо 4 соприкасается по
торцу с корпусом 3 и небольшим пояском — с вращающейся
втулкой 5, закрепленной на валу. В зависимости от скоро-
сти вращения вала и температуры рабочей среды может
потребоваться охлаждение втулки. Существенным для надежной
рабо’гы является выбор размеров уплотнительного кольца. При
небольших перепадах давлений требуется применение браслетных
пружин. В качестве материала уплотнительного кольца часто
используется графит.
На рис. 47, в изображено уплотнение вращающегося вала гра-
фитовыми кольцами [86]. Уплотнение состоит из нескольких
обойм 1, вставленных в корпус уплотнения на плотной посадке,
98
в которых находятся графитовые кольца 2, состоящие обычно из
трех сегментов, стянутых браслетной пружиной. Кольца плотно
прилегают к валу, но не вращаются вместе с ним, так как стопо-
рами зафиксированы вместе с обоймами. С внешней стороны
предусмотрено мягкое сальниковое кольцо.
Металлические сальники
На рис. 48 показано применение сальников с металлическими
кольцами для насоса, перекачивающего горячие нефтепродукты
[75]. Сальник охлаждается путем подачи воды к корпусу уплот-
Рис. 48. Уплотнение вала с отводом
жидкости перед сальником:
1 — корпус сальника, охлаждаемый водой*
2 — отверстие для разгрузки сальника;
3 — охлаждающая вода подводится к коль-
цу гидравлического уплотнения и отво-
дится от него
нения и отвода воды от него.
Для облегчения условий ра-
боты сальника и увеличения
его долговечности перед ним
поставлена втулка. Жидкость
протекает через зазор между
втулками и отводится во вса-
сывающую полость.
Рис. 49. Уплотнение вала с отводом
жидкости перед сальником
На рис. 49 представлено
аналогичное уплотнение, за-
пирающее воду в соединении
вала с корпусом. Уплотнение осуществляется с помощью двух
лабиринтов и сальника [21]. Для облегчения работы сальника
предусмотрена его разгрузка за счет отвода жидкости, протекаю-
щей через лабиринтовые уплотнения к всасывающей трубе насоса.
19. ФТОРОПЛАСТОВЫЕ ПЛАВАЮЩИЕ МАНЖЕТНЫЕ
УПЛОТНЕНИЯ ДЛЯ БЫСТРОХОДНЫХ ВАЛОВ
Для герметизации газа в соединениях быстроходных валов ком-
прессоров центробежного типа были разработаны и испытаны на
долговечность фторопластовые плавающие манжеты. Продолжи-
тельность одного испытания достигала 3200 ч [70].
41
99
Уплотнение представляет гидравлический затвор (рис. 50),
состоящий из двух манжет, между которыми подается проточная
жидкость под давлением, превышающим давление газа. Избыточ-
ное гидравлическое давление требуется также для поджатия ло-
пасти манжеты к валу из-за недостаточ-
ной эластичности фторопласта. Допуска-
емая утечка жидкости в сторону газа не
более 6 л/сутки. Требуемый срок службы
манжет не менее 3500 ч.. Радиальное бие-
ние вала 0,09—0,1 мм; диаметр вала 52—
90 мм, чистота обработки вала V10. По-
садка манжет на вал осуществлялась с на-
тягом 0,05—0,15 мм. Расход охлаждаю-
щей жидкости составлял 2,1—9,1 л/мин.
На рис. 51 представлены графики от-
носительного износа и утечки жидкости
в зависимости от избыточного давления,
скорости вала и продолжительности ра-
боты.
Как видно из этих графиков, срок
службы плавающих фторопластовых ман-
жет при высоких скоростях вала значи-
тельно больше, чем резиновых манжет,
что объясняется более спокой-
ным режимом работы уплотне-
ния (рис. 52) вследствие малых
коэффициентов трения фторо-
Рис. 50. Фторопластовые
плавающие манжетные
уплотнения:
1 — манжета проскальзы-
вающая свободная; 2— ман-
жета плавающая без враще-
ния
Рис. 52. График значений функций z2
для радиально-контактных уплотнений
из фторопласта-4.Масло веретенное АУ,
/в =• 20° С, /тах = 250° С:
1 — d = 300 мм, /ж =40° С; 2— d—2Q мм;
/ж == 40° С; 3 — d ® 300 мм, = 90° С;
4 — d = 70 мм, ’ = 90° С; 5 — d =»
20 мм, /ж = 90° С
Рис. 5L Зависимость относительного
износа р манжеты и утечки жидкости
Qy от скорости вала:
1 — манжета, плавающая без вращения;
2 — манжета проскальзывающая свобод-
ная; р ~ 0,4 кгс/см1 2, радиальное биение
0,1 мм (величины получены после 100 ис-
пытаний на каждой скорости)
100
пласта по стали при малых давлениях и большей допускаемой
температурой нагрева фторопласта.
Величина утечки жидкости при применении фторопластовых
манжет больше, чем при применении резиновых.
Недостаточная-упругость фторопласта компенсируется свобод-
ным перемещением плавающей манжеты, что позволяет лопасти
манжеты следить за наружной поверхностью вала при наличии
биения.
20. МАЛОГАБАРИТНЫЕ ФТОРОПЛАСТОВЫЕ САЛЬНИКИ
Для уплотнения коррозионно-активных (жидких и газообраз-
ных) сред в различных установках применяются фторопластовые
сальники. Из-за большой жесткости обычно поджатие их осуще-
ствляется с помощью гайки, ввертываемой в корпус. Такие саль-
ники быстро выходят из строя, примерно через 1—2 ч работы.
Ниже рассматриваются вопросы выработки конструкции, экспе-
риментального определения срока службы, необходимого диапазона
удельных давлений при поджатии сальника, подбора пружин
и разработки методики расчета долговечности сальника, предназ-
наченного для запирания сжатого газа, с целью выявления воз-
можности значительного повышения срока службы уплотнения.
Причины выхода из строя
фторопластового сальникового уплотнения
В соответствии с экспериментальными данными можно отме-
тить следующие основные причины нарушения герметичности
соединений вала с корпусом, уплотняемых с помощью сальника
из фторопласта.
1. Износ уплотнения с удалением части продуктов износа за
пределы поверхности сопряжения сальника с валом: в результате
чего уменьшается радиальное давление на поверхности контакта.
2. Наличие недопустимого теплового режима на поверхности
сопряжения вала с сальником. При значительном повышении тем-
пературы на поверхности скольжения происходят местное пони-
жение механических свойств фторопласта на небольшой толщине
слоя вблизи вала и быстрый износ разогретого участка. При изме-
нении температуры от 20 до 60° С модуль нормальной упругости
при сжатии и напряжения, соответствующие данной стадии де-
формирования, уменьшаются примерно в два раза. Также значи-
тельно уменьшается коэффициент линейного расширения. При
вращении вала имеет место отслаивание наиболее нагретого коль-
цевого участка небольшой толщины, расположенного в средней
части по длине сальника. Это явление происходит под действием
сил трения и местного повышения температуры в зоне скольжения.
Для нормальной работы фторопластового сальника необходимо
обеспечить условие, чтобы максимальная температура на поверх-
ности вала была меньше допустимой.
101
3. Наличие биения вала относительно оси сальника. Необ-
ходимо иметь определенную величину поджатия сальника, обе-
спечивающую отсутствие местных зазоров в сопряжении вала
с сальником.
4. Релаксация напряжений, проявляющаяся в уменьшении
с течением времени удельного давления поджатия сальника.
Рис. 53. Изменение удельного давления
от поджатия сальника р2 и от рабочего
давления запираемой среды р по длине
сальника
Распределение удельных
давлений по длине сальника.
Вопрос об удельных дав-
лениях от сил трения на ра-
бочих .поверхностях сальни-
ка рассмотрен во II гл.
На рис. 53 отражено влия-
ние рабочего давления запи-
раемой среды на распределе-
ние осевого давления в на-
бивке. Кривая abc представ-
ляет собой равнодействую-
щее давление от предвари-
тельного поджатия сальника
р2 и рабочего давления р.
Если р < р2, то рабочее давление не оказывает влияния на
распределение удельных давлений.
Если р — pz, то со стороны давления среды поджатие сальника
несколько возрастает.
В рассматриваемых случаях имеет место неравенство
Р < Рг*
Минимальное поджатие сальника,
определяющее начало нарушения герметичности
при положительных и отрицательных температурах
Как показывают опыты, с увеличением предварительного осе-
вого поджатия сальника давление, при котором происходит на-
рушение герметичности, также повышается.
Это объясняется повышением жесткости сальника при увеличе-
нии предварительного обжатия. При этом для того, чтобы при од-
ном и том же биении вала не образовывался зазор в соединении,
для одной и той же деформации сальника необходимо большее осе-
вое давление. Подобное же влияние на фторопластовый сальник
оказывает и понижение температуры.
При проведении экспериментов при биении вала 0,03—0,04 мм
получены следующие зависимости:
при 20° С
Pzx min ~ 110 + 0,42 (pZ2- 110);
при —50° С
Pzt min 170 4“ 0,65 (pZ2 — 180).
102
Результаты замеров и расчетные кривые приведены на рис. 54.
Характеристики пружин, применявшихся при испытаниях, и
схемы их сборки представлены на рис. 55. Коэффициент жесткости
пружин CQ изменялся в пределах
Со 130-7-800 кгс/мм.
Рис. 55. Характеристики тарель-
чатых пружин в зависимости от
схем их сборки (D X d X S X
XhQ = 63,5 Х33,5 X 2,5 X 2 мм)
Рис. 54. Зависимость осевого давления при
разгерметизации сальника от первоначаль-
ного давления затяжки: 1 — t = 20° С;
2 — —50° С
Долговечность фторопластового сальника,
поджатого пружиной
Рассмотрим совместно вопросы, характеризующие долговеч-
ность работы сальникового уплотнения, исходя из износа при до-
пустимом тепловом режиме.
В качестве исходных величин ис-
пользуются получаемые опытным путем
, dh
функции интенсивности износа и
значение Pzimm, ПРИ котором происхо-
дит нарушение герметичности (h — ход
пружины; t — время). Конструкция ис-
следуемого сальника и диаграмма изме-
нения усилия пружины изображены на
рис. 56.
Уменьшение объема сальника при
износе с увеличением хода пружины
dv = Sc dh, (81)
где Sc = -j- (D2 — d2) — площадь по-
перечного сечения сальника.
С учетом поверхности сопряжения
сальника с валом
= (82)
Рис. 56. Фторопластовое
сальниковое уплотнение и
график изменения усилия
пружины
103
где STp = п dl — поверхность трения сальника по валу; dr —
бесконечно малое увеличение внутреннего диаметра сальника за
время dt.
Изменение усилия пружины при износе
dP = —Codh,
где Со — коэффициент жесткости пружины.
Из уравнений (81) и (82)
\ dt у
Подставляя dh в уравнение dP, получим
dP = — Со (-^dt.
Поделив на Sc, получим
dPz = — С°~^~ (~dt}dt’
откуда
dt =------
г дтр ( dr \
0 $2 \ dt )
Интегрируя это выражение в пределах t от 0 до Т, где Т — срок
службы, долговечность сальника, pz от pZz до pZi min, имеем
pz1min
гр____ I ________dpz_____
] STp / dr \ •
" S2 \dt )
pz2 c
Имея в виду, что
dr _' dh Sc
dt dt 5Tp ’
получим выражение
pzt mln pz2
гр__ v dpzSc __________ Sc I dpz (83)
1 r f dh \ ~ Co / k 7
Характер изменения хода и усилия пружины в зависимости
от времени работы, полученные в процессе испытаний, при различ-
104
них усилиях предварительного поджатий р2а для пружины с коэф-
фициентом жесткости Со 800 кгс/мм2 приведены на рис. 57.
Изменение интенсивности износа сальника в зависимости от
осевого давления представлено на рис. .58. Зависимость от рг
при установившемся износе и температуре 20° С .может быть
выражена уравнением
-^CJ^-50)2, (84)
где Сх = (6-г-12) 10-8
СМ
ч-кгс/см2
жины Р во время работы сальника при различных
первоначальных поджатиях:
1 — р%2 ~ 450 кгс/см2; 2 — = 193 кгс/см2; 3 — р2г —
=120кгс/см2;--------изменение усилия пружины;----------
изменение поджатия пружины Д/г
Большее значение Сх соответствует pzcp^370 кгс/см2 на рас-
сматриваемом участке при температуре корпуса —50° С, и мень-
шее значение соответствует ргср 170 кгс/см2 при температуре
корпуса 20° С.
Подставляя значение из выражения (84) в уравнение (83),
получим выражение долговечности сальника
гр Se С dpz __________ «с Pzjtnln____
_ C0Ci J (pz —50)2 “ “С^сГ (Рг2 - 50) (pZ1,nin - 50) •
pzimln
Значения pZt m(n зависят от pz* (см. рис. 54).
При увеличении скорости скольжения (при обеспеченном теп-
ловом режиме) необходимо вводить соответствующую поправку.
При этом
т _ Sc__________Pz2 — Pzjmtn / Уд \П1 ,Rfi
CoCi (p2a — 50) (pZ1min — 50) \ v /
где vQ — 0,0235 м/с и *=» 1.
105
Как видно из уравнения (85), долговечность подпружинен-
ного фторопластового сальника зависит от предварительного
поджатия коэффициента жесткости пружины Со и температуры
Рис. 58. Изменение интенсивности
износа сальника от осевого давления
при Со = 800 кгс/мм2
Рис. 59. Изменение долговечно-
сти фторопластового сальника
при запирании сжатого азота
в зависимости от первоначаль-
ного поджатия:
1 — при 20° С; 2 — при —50° С
окружающей среды, в которой
работает сальник (учитывается
коэффициентом CJ.
Значения долговечности, подсчитанные по уравнению (85)
в зависимости от pZz и температуры корпуса, представленные на
рис. 59, получены для
Рис. 60. Изменение парамет-
ров Р, Л4тр, h в зависимости
от продолжительности рабо-
ты t при температуре —50° С
сальника DXdXh = 40x30 X 15, уста-
новленного на валу диаметром d=30 мм,
имеющего /2=15об/мин, v=l,41 м/мин,
биение вала 0,03—0,04 мм, Со =
= 800 кгс/мм, коэффициент жесткости
пружины.
Как видно из графика (рис. 59) и
опытных данных, для получения на-
ибольшей долговечности необходимо
иметь поджатие сальника при темпера-
туре корпуса 20° С pZz =200-4-250 кгс/см2
и при температуре—50°С р2г=300-^=
=400 кгс/см2. При больших значениях
pZz возрастает износ и уменьшается
долговечность.
Изменение параметров Р, Л1тр, й,
характеризующих работу сальника при
температуре—50° С с учетом трехчасо-
вого перерыва в охлаждении, представ-
лено на рис. 60.
106
Определение максимальной температуры
на поверхности скольжения фторопластового сальника,
работающего без смазки
При работе фторопластового сальникового уплотнения без
смазки и увеличении до некоторого значения скорости скольжения
наступает прогрессирующий износ и быстрый выход уплотнения
из стр я.
На рис. 61 представлена экспериментальная кривая изменения
предельного пути L, проходимого точкой, взятой на валу, до вы-
хода уплотнения из строя, в зависимости от скорости скольже-
ния V.
Как видно, с увеличением скоро-
сти от 1,7 м/мин до 2,1 м/мин при
pZz = 200 4-250 кгс/см2 происходит
резкое падение долговечности Т,
Путь, проходимый при износе,
L = GQnTnd = GOvT при принятых
размерностях: п в об/мин, Т в ч, d
в м, v в м/мин. При увеличении ско-
рости-до 4—б м/мин уплотнение вы-
ходит из отроя соответственно через
—30—20 мин, что подчеркивает влия-
ние температурного режима на долго-
вечность фторопластового сальника.
Рис. 61. Зависимость предель-
ного пути износа от скорости
скольжения для фторопласто-
вого сальника при pz^ = 2004-
4-250 кгс/см2
Произведем определение максимальной температуры на по-
верхности скольжения с учетом изменения температуры по длине
сальника.
Примерная схема распределения удельных давлений рг и
температуры по длине вала представлены на рис. 62. Для удобства
расчетов давление рг принимаем постоянным.
Принимаем тепловой режим установившимся, условия тепло-
отдачи одинаковыми с обеих сторон вала и /х /2. Количество
тепла, выделяемого на единице длины уплотнения
Q = М'^А, (87)
где М'т—момент сил трения на единице длины уплотнения;
А = ---термический эквивалент работы в ккал/кгс-см;
со — угловая скорость;
nd2 с
MT = -^-prf.
Количество тепла, выделяемого на половине длины сальника,
Q = Q' -1- = ndprfv ~ ккал/ч,
где d в см, рг в кгс/см2, v в м/с, / в см.
107
Количество тепла, выделяемого на длине х', будет равно
Q = Q'х' = л dprfvx' -^°7°- = Сох', (88)
где
1 р 3600
Со — л dprfv ^27 •
Рассмотрим нагрев участка вала О—1, находящийся под уплот-
нением, пренебрегая отдачей тепла через сальник, имея в виду,
Рис. 62. Схема к тепловому расчету
что для фторопласта X = 0,1-г-0,2, а для стали X = 40-г-
4-50 ккал/м>ч«град. Согласно уравнению Фурье, при установив-
шемся тепловом потоке через поперечное сечение вала, будем
иметь
или
Q = XS-^T-
dx'
(89)
Через поперечное сечение вала S на расстоянии х от середины
уплотнения проходит тепловой поток Q, (см. уравнение (88)].
Приравниваем уравнения (88) и (89), тогда
Q = XS-^L=Cox'.
Интегрируем
t, Т
j XS dt = J Сох' dx',
*max °
108
откуда
wfflax-/l)=-¥-,
где ^max — максимальная температура вала в месте сопряжения
с сальником; /х — температура вала в точке 1.
Следовательно,
U. = (, + -g- (90)
Неизвестные величины /тах и tv
Для составления второго уравнения рассмотрим условия
нагрева участка вала 1—2 за пределами уплотнения, через кото-
рый передается тепло в окружающее пространство. Баланс тепла
для элементарного участка dx-при установившемся тепловом ре-
жиме
Qx = Qx+dx “Ь dQx
ИЛИ
SX-^-dx — U dxaQ. (91)
Здесь 0 — t— tB, где tB — температура окружающей среды,
воздуха; t — температура стержня в рассматриваемом сечении;
с с nd2
S — площадь поперечного сечения вала, S — —
Уравнение (91) приводим к следующему виду:
^-_т20=О, (92)
где
т2 = -^- 1/м2.
Это линейное дифференциальное уравнение второго порядка
с постоянными коэффициентами, однородное. Для решения таких
уравнений составляется- характеристическое уравнение
k2 — m2 = 0;
следовательно, &х = т, k2 = —т.
Общее решение дифференциального уравнения (92) будет
0 = Cxefe** 4~ C2efts*,
или
0 = С^тх + С2е~т*. (93)
Постоянные Сх и С2 определим из граничных условий. Первое
граничное условие: при х = 0,
0 — ^1 — — 0i,
109
следовательно,
0i — Cj С2.
(94)
Согласно исследованиям Шорина второе граничное условие
принимаем при условии* что поверхность вала на участке 1—2
окружает среда с заданной температурой /в и коэффициентом тепло-
отдачи а (граничное условие третьего рода). В этом случае выра-
жение удельного теплового потока на поверхности вала:
а) для переноса тепла на границе тела со средой
4f, х = а (T’f, х ~ То)>
где а—коэффициент теплоотдачи в среде; TF> х и То — темпе-
ратуры тела на поверхности и окружающей среды;
б) для переноса тепла в массе тела
_ 1 дТ I
Яр.Х -п дп |_n г ’
, ,, ат I
где л_„—коэффициент теплопроводности тела; р —
проекция градиента температуры на направление нормали к по-
верхности тела в момент времени т.
Приравнивая значения qFx, получим уравнение граничного
условия третьего рода
50 I _______ а а
дп I—д, F, т X F,x'
где разности переменной температуры тела и постоянной темпера-
туры окружающей среды:
0F, X — T'f.X Т'о'г ^~TX,y,z То.
Применительно к рассматриваемой задаче при х = 1{ имеем
граничное условие третьего рода
d0 I ____ а а
dx —
Согласно уравнению (93)
Q — +C2e-/n-v.
Дифференцируя, имеем
—С2е-^)т,
или
т|„г, = т(С1е"'‘-с=е-"-) = —г-е..
по
но 02 = CxemZ* 4- С2е mtl. Подставляя это значение, имеем
С е™'* — С2е-т'* = — + С2е~ mZ*).
Из первого граничного условия уравнения (94) имеем 0Х =
= Сх 4~ С2> откуда С2 = 0Х Сх.
Подставляя С2 в предыдущее уравнение, имеем
C1e-Z* - (0Х - Сх) e~mZ* = - [С^ 4- (Qi - Q e—z> ],
откуда
С2 — 0Х Сх — 0j
0хе—m/.(1- « )
q ___ ______\ Кт J .
2(chmZx+-^rsh/nZx)’
AtITl /
2 ( ch ml-, 4- sh mZx )
\. 1 1 Ш /J
Подставляем значения Cx и C2 в уравнение (93)
0xe—mZi (1 —,5-) етх
0 = —-----------------------1_ 0
/ (X \ •
2 ( ch ml± 4- -г— sh m/x )
При х = Zx
e-mZ,
2 f ch mZx 4- sh mZx )
\ / —I
mx
(95)
Ъ = ~,----'------------\+0i
2 ^chmZx + -^-shmlij
е-^хА- « )
\ Кт )
_____
2 ( ch /и/х + -7— sh w/x )
\ мп /
Количество тепла, передаваемого через сечение вала 1
Q1==—XS4M •
1 dx |х=0
Дифференцируем уравнение (95):
dQ I
dx |x=o
0xme-mZ* (
2 ch m/x + sh mZx )
— 0xm 1
2 ( ch mL + — sh ml-,
\ 1 Km 1
= — 0xm
ex/ne-mZ41 -
. \ Km )
ch mlr 4- nr— sh ml-,
1 1 Km 1
1
1
111
Подставляя это значение в выражение Qx, имеем
Qx = 1
откуда определяем 0Х
а
кт
ch mlr 4- ~ sh mb
1 1 кт 1
(96)
о —
1 — ml.S
_______1_______
Г 1
j-\ Хт J
ch ml, + sh ml,
L 1 Im 1 J
(97)
Ho s=^f, =
Зная tlt согласно уравнению (90), определяем /шах — макси-
мальную температуру в зоне уплотнения.
Для определения теплового режима необходимо знать ожидае-
мое значение fpr, которое может быть принято на основе экспери-
ментальных замеров моментов
сил трения МТ.
Имея в виду, что
_ n<fil(fpr) ,
находим
Полученные на основе опыт-
ных данных значения fPr при-
ведены на рис. 63.
ления
Произведенные замеры температуры на поверхности вала с по-
мощью термопар показывают сравнительно близкое совпадение
с расчетными данными.
Таким образом, при температуре на поверхности сопряжения
сальника с валом, равной 60—100° С и выше, наступает местное
размягчение фторопласта, снижение механических характеристик
его, которые при наличии трения скольжения приводят к прогрес-
сирующему износу и быстрому выходу уплотнения из строя, при-
мерно через 20—60 мин.
При этом сальник в основной своей массе имеет более низкую
температуру и остается более жестким.
На основании проведенных опытов можно сделать вывод, что
для обеспечения длительной долговечности фторопластового саль-
ника необходимо, чтобы температура вала на поверхности сколь-
жения была невысокой, например не выше 60—100° С, и произве-
112
дение pzv не превосходило некоторого значения, например,
pz*v < 10 кгс/см-с. При pzv = 20н-37 кгс/см• с уплотнение выхо-
дило из строя по причине сильно прогрессирующего износа.
Влияние других факторов на долговечность сальника
Кроме разобранных выше факторов, большое влияние на дол-
говечность сальникового уплотнения оказывает биение рабочей
поверхности вала относительно внутренней поверхности сальника.
При увеличении биения вала с 0,04 до 0,08 мм долговечность умень-
шалась в 6—20 раз.
При вращении эксцентричной поверхности вала, во избежание
появления местных зазоров в сопряжении вала с сальником, по-
следний должен под действием пружины своевременно и на нужную
величину деформироваться. При появлении местных зазоров
наступает нарушение герметичности соединения.
Было выявлено влияние чистоты обработки рабочей поверх-
ности вала под хромирование. При увеличении чистоты обработки
с. V7 на V9 долговечность сальника увеличилась до четырех
раз, а при изменении с V8 на \79 увеличилась на 30—75%.
21.: ТОРЦОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Применение торцовых уплотнений для герметизации соедине-
ний с вращающимися валами в последнее время значительно рас-
ширилось, так как они обеспечивают надежную герметизацию
соединения без утечки жидкости в состоянии покоя и малую утечку
жидкости при работе уплотнения.
Торцовые уплотнения по расположению в агрегате разде-
ляются на наружные и внутренние, а по соотношению давлений —
на неразгруженные и разгруженные. У разгруженных уплотне-
ний на запирающих поверхностях устанавливается отношение
давлении y<jl> У неразгруженных уплотнении -^-^1.
Здесь р' — среднее контактное давление на запирающих поверх-
ностях от усилий поджатия без учета противодавления в масля-
ной пленке и р — давление запираемой жидкости.
Неразгруженные уплотнения обеспечивают более надежную
герметизацию, но они быстрее нагреваются и выходят из строя.
Для торцовых уплотнений целесообразно применять пары
материалов, имеющих возможно меньший коэффициент трения,
лучшую теплопроводность и наиболее высокие допускаемые
удельные давления.
Для уплотнительных колец применяются: латунь, бронза,
чугун, текстолит, графит, керамика, а для опорных колец берутся
более твердые материалы за исключением керамики, для которой
принимается менее твердое опорное кольцо.
Чистота обработки рабочих поверхностей \79—\7Н-
113
Усилие пружины, поджимающей уплотнительное кольцо,
существенного значения на работу уплотнений, находящихся под
давлением, не оказывает, так как ее сила мала по сравнению
Рис. 64. Разновидности тор-
цовых уплотнений: а—уплот-
нение с применением силь-
фона; б — наружное гидро-
статическое уплотнение; в —
наружное уплотнение с под-
водом смазки; г — двойное
торцовое уплотнение; д —
эксцентричное металличе-
ское уплотнение с острой
кромкой:
1 — неподвижное кольцо; 2 —
вал
Подвод жидкости
с давлением жидкости. Пружина должна перемещать уплотни-
тельное кольцо по валу до упора.
Часто применяют торцовые' уплотнения в сочетании с силь-
фонными (рис. 64, а). Сильфонные уплотнения применяются для
114
запирания масла, пара, газа, кислот и других сред при давлении
от глубокого вакуума до давления порядка 70 кгс/см2 при темпе-
ратуре от —185 до 4-870° С. Сильфоны изготавливаются из раз-
личных материалов в зависимости от условий работы уплот-
нения.
Для повышения нагрузочной способности уплотнения в целях
обеспечения лучших условий смазки трущихся поверхностей и
уменьшения нагрева применяются торцовые уплотнения с прину-
дительной смазкой от внешнего источника (рис. 64, б) и с подводом
смазки на отдельных участках (рис. 64, в).
На рис. 64, г представлено двойное торцовое уплотнение [95],
применяемое при высоких давлениях для запирания газов, хими-
чески опасных и горячих сред, а также жидкостей, содержащих
твердые частицы.
В этих случаях предусматривается принудительная циркуля-
ция жидкости для создания уплотняющего давления, необходимого
для смазки поверхностей скольжения и отвода тепла, возникаю-
щего при трении.
Запирающая жидкость имеет давление выше, чем у запираемой
среды, например на 1—2 кгс/см2.
Уплотнительное устройство устанавливается на вал комплектно
и поджимается конусным металлическим кольцом.
При запирании газа, находящегося под большим рабочим
давлением нельзя применять одиночные торцовые уплотнения
вследствие сильного нагрева уплотнения из-за сухого трения и
плохого отвода тепла.
На рис. 64, д представлена одна из разновидностей торцовых
уплотнений, показавших в работе хорошие результаты [166].
Это уплотнение имеет неподвижное кольцо (7), эксцентрично уста-
новленное относительно вала (2), благодаря чему улучшаются
условия смазки и условия отвода тепла в месте контакта тру-
щихся деталей.
Уплотняющая кромка имеет очень малую ширину (0,125 мм)
и является частью гибкого элемента уплотнения — диафрагмы.
Такая кромка вызывает малую силу трения и не требует защиты
от грязи. Возможна также регулировка поджатия уплотняющего
элемента в зависимости от режима работы. Описанное уплотнение
обладает достаточной температуроустойчивостью, коррозионной
стойкостью и большой долговечностью. Уплотнение надежно
работает при высоких давлениях жидкости и при больших скоро-
стях вращения. Оно испытано для вала диаметром 30 мм при дав-
лении 60—150 кгс/см2 и при числе оборотов вала от 3000 до 12 500
в минуту.
Утечка жидкости через уплотнение в состоянии покоя отсут-
ствовала, а при работе уплотнения составляла от 0 до 0,4 см3/мин.
При испытании такого уплотнения для вала 0 62 мм утечка до-
стигала .12 см3/мин.
115
Причины выхода из строя торцовых уплотнений
Торцовые уплотнения выходят из строя по следующим при-
чинам:
а) высокая местная температура, возникающая на поверхности
скольжения уплотнения и вызывающая заедание трущихся мате-
риалов, например, для пар трения бронза—сталь, графитобаббит—
сталь, железомедеграфит—сталь;
б) недостаточное качество притирки, вследствие чего с увели-
чением давления растут утечки жидкости;
в) недостаточная прочность материала уплотнения, например
керамики, фторопласта;
г) растрескивание металлокерамики, закрепленной на метал-
лическом основании, вследствие термических напряжений;
д) утечка жидкости через поры материала уплотнения с повы-
шением давления, например для материалов: железографит,
углеграфит и др. без пропитки.
Определение основных параметров работы торцовых
уплотнений, исходя из теплового режима
При работе торцовых уплотнений наибольшая температура
будет на поверхностях трения уплотнительного и опорного колец.
При высоких местных температурах масляная пленка испа-
ряется и возможно повреждение трущихся поверхностей. Для
того чтобы рассчитать допускаемые режимы работы уплотнения
и сравнить между собою отдельные разновидности уплотнений,
рассмотрим распределение температур в уплотнении.
Предположим, что имеем в уплотнении установившийся тепло-
вой режим и что рассматриваемые детали уплотнения имеют
одинаковую температуру в поперечном сечении кольца в месте
их стыка. Температура при этом изменяется только вдоль оси
колец.
. Отвод тепла от уплотнительного кольца происходит только
через масло, а от опорного кольца к окружающей среде —либо
непосредственно, либо через жидкость в зависимости от конструк-
ции (рис. 65). Указанные уплотнительные кольца для расчета за-
меним цилиндрами.
Воспользуемся выведенными выше для радиально-контактных
уплотнений зависимостями для Q и /шах с учетом особенностей
рассматриваемой конструкции уплотнения. Вместо значения
S = —принимаем
и
5г = т(о|-4),
116
где Of, d1—соответственно наружный и внутренний диаметры
уплотнительного кольца; D2, d2 — соответственно наружный и
внутренний диаметры опорного кольца. Обычно d2 = dx.
Продольное сечение колец, имеющее ступенчатый вид, прибли-
женно заменяется, цилиндром одного диаметра.
Коэффициенты теплопередачи для уплотнительного и опор-
ного колец и Х2 могут быть'не равны.
Учитывая эти особенности, можно написать:
Q1 = XjSj/72jA i (/щах ^ж)>
Q 2 2*^ 2^ 2^ 2 ( ^тах ^в) >
Рис. 65. Схема распределения теплового потока в тор-
цовом уплотнении:
1 — опорное кольцо; 2 — уплотнительное кольцо
где
_ I 1/ — I 1/ аВ^2
т1----Г I/ I о”’ т2— ~г У
* Т Л2°2
Если опорное кольцо соприкасается с жидкостью, то
Qa ~ ^чЗ^т^А^ (^щах ^ж)*
При соприкосновении опорного кольца с воздухом по наруж-
ной и внутренней поверхностям
С/ 2 = л (D 2 4" d2).
При омывании уплотнительного кольца жидкостью по наруж-
ной и частично по внутренней поверхностям
t/x = л (Dx + cdj),
где с коэффициент, учитывающий, какая часть внутренней
поверхности омывается жидкостью, 1.
Уравнение теплового баланса при этом примет вид
Q = Q1 Ч- Q2 ~ ^З^т^А^ (/шах /ж) ^S^tn^A^tтах —
117
Из этого уравнения максимальная температура в месте кон-
такта уплотнительного и опорного колец будет равна
*тах = + M2»VWbL
В выражениях А х и А 2 без отдельного учета теплоотдачи с тор-
г 7? — г
цов вместо -у- необходимо ввести ——•
Количество тепла, выделяющегося в уплотнении в единицу
времени,
Гч Л А 3600 ,
D = Л4тсд -гну- ккал/ч,
где 7ИТ—момент сил трения; со — угловая скорость вращения
вала.
Подставляя значение Q, получим выражение
fp v ^600«SK/?cp ^max h2S2fn2A2)
где v — скорость вала в м/с; р' — давление в кгс/см2; SK — пло-
щадь в см2; г — радиус вала в см; /тах = /оп — температура,
соответствующая разрушению жидкостной пленки в уплотняе-
мом соединении.
Температура жидкости, равная температуре агрегата при
установившемся тепловом режиме,
t p&t —...
ж S^t (1 +t) ’
где Sa — поверхность агрегата, с которой производится отдача
тепла в окружающую среду.
Тогда для случая, когда в жидкости находится одно уплотни-
тельное кольцо,
<• / 427г Г AiSj/nj/li + K2S2m2A2
36oosK/?cP: 1,
L + a/Sa(l+W
(^ax-U< (98)
Если в жидкости находятся обе детали — уплотнительное
и опорное кольцо, то
Pn'7!<r- // zqq\
tP збооадср + lmax вЛ { ’
Как видно из уравнений (98) и (99), для улучшения теплового
режима торцовых уплотнений целесообразно иметь материалы
опорного и уплотнительного колец, у которых больше коэффи-
циенты теплопроводности и Х2 и предельная температура на-
118
грева /тах = /оп, а также увеличивать сечения Sx и S2, по кото-
рым передается тепло.
Желательно иметь большие поверхности и коэффициенты
теплоотдачи Sa, а(, ав, аж.
Поясним полученные результаты исследований на примере.
Исходные данные: = D2 = D — 0,085 м; dx = 0,075 м;
= S2 = SK = -J- (0,0851 2 * — 0,0752) = 12,566-10"4 m2; d =
— 0,070 m; 1-l = 0,045 m; l2 = 0,018 m; A,x = 55 ккал/(м-ч-град)
Рис. 66. Зависимость среднего предельного Рис. 67. Распределение темпе-
давления в торцовом уплотнении и предель-
ных значений fpr v от скорости вала
ратуры по длине торцового,
уплотнения при максимальной
местной температуре 300° С:
1 — v = 0,16 м/с; 2 — v = 16 м/с
для бронзы; Хх = 90 ккал/(м-ч-град) для латуни; %2 =
= 43 ккал/(м-ч-град) для стали; ф = 0.
Считаем, что в жидкости находятся оба кольца — опорное
и уплотнительное. Жидкость — масло веретенное 2. Результаты
вычислений представлены на графиках (рис. 66—69).
На рис. 66 изображена кривая зависимости среднего предель-
ного давления в торцовом уплотнении от скорости вала при макси-
мальном местном нагреве /тах = ton до 300° С. Коэффициент
трения принят / = 0,12. Материал опорного кольца — сталь,
уплотнительного — латунь.
Из этой кривой следует, что при малых скоростях вала давле-
ние жидкости, допускаемое из условий местного нагрева, является
значительным. Этот график представляет интерес для проектиро-
вания торцовых уплотнений.
На рис. 67 представлено изменение температуры подлине уплот-
нений при максимальном местном разогреве и установившемся
119
тепловом режиме при различных скоростях вращения вала. Мате-
риал опорного кольца — сталь, уплотнительного — латунь.
Рис. 68. График изменения предельных (опасных) давлений жидкости для тор-
цовых уплотнений в зависимости от скорости вала при различных парах трения:
1 — графитобаббит^ АГ-1500-Б83 — закаленная сталь; 2 железомедеграфит — зака-
ленная сталь; 3 —- бронза Бр. АЖ9-4 — закаленная сталь; 4 — бронза — закаленная
сталь, разгруженное уплотнение, коэффициент разгрузки уплотнений k « 0,76. Ширина
рабочего пояска b == 4 мм, £>ср = 72 мм; 5 — бронза — закаленная сталь, неразгру-
женное уплотнение, k — 1,618; Dcp = 75,5 мм. Масло веретенное АУ. Диаметр вала 70 мм
Рис. 69. График изменения утечки жидкости через одно торцовое уплотнение при
различных парах трения:
/, 2, 5 — железомедеграфит (без пропитки) — закаленная сталь; 3, 4, 8 — бронза —
сталь; 6, 7, 9 — графитобаббит — закаленная сталь. Масло веретенное АУ. Диаметр
вала 70 мм. Ширина пояска b — 4 мм. Коэффициент разгрузки k — 0,76.
На рис. 68 представлены экспериментальные графики предель-
ных (опасных) значений роп в зависимости от скорости вала для
различных пар трения.
На рис. 69 представлены опытные данные, характеризующие
утечку жидкости через торцовые уплотнения (для различных пар
трения) в зависимости от р и п.
120
Укажем замеренные термопарами значения опасных темпера-
тур ^оп в °C на поверхности контакта, при которых появляются
задиры рабочих .поверхностей и начинается выход из строя уплот-
нений из следующих материалов:
Бронза Бр.АЖ9-4 — закаленная сталь • • <................ 90—150
Графитобаббит — закаленная сталь..............................150—210
Железомедеграфит — закаленная сталь........................... 50—70
22. ТРЕНИЕ В РАДИАЛЬНЫХ И ТОРЦОВЫХ
КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ
Момент от сил трения в радиальных контактных уплотнениях
вала
Мг = мо + Мр, (100)
где Мр — момент от давления жидкости р; Мо — момент от пред-
варительного поджатия и перекосов при сборке деталей агрегата.
Здесь
Mp = ^f\prdl,
О
или при рг = const
Момент от действия сил трения при вращении вала
Мт = fl (р0 + рг) =
где d — диаметр вала; I — условная рабочая длина уплотнения,
равная длине участка манжеты, соприкасающейся с валом (для
колец I d2); рг—радиальное контактное давление.
В дальнейшем принимаем
Величину Мт замеряем при опытах. Тогда приведенный
коэффициент трения
<101>
Для торцовых уплотнений
Мт = SxP'fRv
где SK — контактная площадь; р’ — среднее контактное давле-
ние (рис. 66);
d — ' Di ~1~ di
121
Отсюда приведенный коэффициент трения
2 _ ^Т
'п “
(Ю2)
Опытные данные изменения момента сил трения AfT в зависи-
мости от давления жидкости для различных уплотнений пред-
Рис. 70. Изменение момента сил тре-
ния при вращении вала диаметром
70 мм для различных видов уплотне-
ний:
/ — резиновое кольцо круглого сечения
в наклонной канавке на внутренней по-
верхности цилиндра; 2 — армированная
манжета (ГОСТ 8752—70); 3 — резиновое
кольцо в прямой канавке на внутренней
поверхности цилиндра; 4 — резиновое
кольцо в наклонной канавке на наружной
поверхности вала; 5 — торцовое уплотне-
5ж
ние (латунь — сталь) k « = 0,72;
ж 5к
6 — торцовое уплотнение (латунь — сталь)
k ~ 1,92; 7 — малогабаритная манжета
для возвратно-поступательнот движения.
Жидкость — веретенное масло 2
Рис. 71. Изменение приведенных коэф-
фициентов трения в зависимости от
давления жидкости для различных
видов уплотнений:
1 — торцовое уплотнение (латунь —
*^ж
сталь) k = = 1,92; 2 — резиновое
6к
кольцо круглого сечения в наклонной
канавке на наружной поверхности вала;
3 — резиновое кольцо круглого сечения
в прямой канавке на внутренней поверх-
ности цилиндра; 4 — торцовое уплотнение
k — 0,72; 5 — малогабаритная манжета для
возвратно-поступательного движения,
установленная на внутренней поверхности
цилиндра; 6 — армированная манжета
(ГОСТ 8752—70); 7 — резиновое кольцо
круглого сечения в наклонной канавке на
внутренней поверхности цилиндра
ставлены на рис. 70, где диаметр вала 70 мм, а рабочая жидкость —
веретенное масло 2.
Из этого рисунка следует, что самые малые потери в уплотне-
ниях имеют самосмазывающиеся резиновые кольца, установленные
наклонно на внутренней поверхности цилиндра.
Самые большие потери имеют малогабаритные манжеты, пред-
назначенные для возвратно-поступательного движения, и торцо-
вые неразгруженные уплотнения.
122
Необходимо отметить, что применение наклонных канавок,
выполненных на наружной поверхности вала для резиновых
уплотнительных колец, при опытах не дало никаких преимуществ
по сравнению с прямой канавкой, напротив, при этом резко повы-
сились значения моментов трения.
Резиновые кольца, установленные в канавках (прямых и на-
клонных), выполненных на наружной поверхности вала, остава-
лись неподвижными при вращении вала.
Таким образом, применение уплотнительных колец, установ-
ленных наклонно, рекомендуется в цилиндре и не рекомендуется
на валу.
Рис. 72. Изменение момента сил трения в манжетном уплот-
нении в зависимости:
а — от давления жидкости при вращении вала вручную: 1 — в на-
чале работы; 2 — после работы; б — от скорости вращения вала
электродвигателем; 1 — р — 20 кгс/см2; 2 — р — 10 кгс/см2;
3 — р = 0
На рис. 71 представлены кривые изменения приведенных коэф-
фициентов трения в зависимости от давления, соответствующие
данным выше значениям моментов сил трения.
Замер моментов сил трения производился при скорости вра-
щения вала, близкой к нулю. Как видно из рис. 71, минимальные
значения fn имеют уплотнительные кольца, установленные в на-
клонной канавке на внутренней поверхности цилиндра.
Максимальные значения fn имеют неразгруженные торцовые
уплотнения.
Значения коэффициентов трения убывают с увеличением давле-
ния р, особенно на участке от 0 до 30 кгс/см2.
При определении сил трения в уплотнениях значение коэффи-
циента трения необходимо принимать в соответствии с рис. 71.
Как показывают эксперименты, коэффициент трения в начале
работы имеет большие 'значения, которые уменьшаются по мере
приработки уплотнения. Изменение момента сил трения с учетом
приработки для резинового манжетного уплотнения с конусным
кольцом (/' = 5 мм) при диаметре вала 70 мм представлено на
рис. 72. Момент сил трения колеблется также в зависимости от
характера изменения давления, а именно: будет ли замер произ-
123
водиться при переходе от высокого давления к низкому или наобо-
рот. Момент сил трения для заданного давления при постепенном
увеличении получается меньше, чем при постепенном его пони-
Рис. 73. Зависимость коэф-
фициента kv от скорости
скольжения и давления
женин.
При малых значениях давления ко-
эффициент трения резины по стали
бывает большим, например при р ==
= 0,3 кгс/см1 2 fn = 0,8-7-1,1.
Как показывают опыты, коэффи-
циент трения изменяется с увеличением
скорости вращения вала.
На рис. 73 представлено изменение
коэффициента kv для резиновых арми-
рованных манжет (ГОСТ 8752—70)
с подкладным кольцом (рабочая среда—*
масло веретенное АУ) в зависимости от
скорости вращения вала (d = 70 мм) и
коэффициента-трения /,
f = kvf0, (103)
жидкости:
1 — р = 0; 2 — р — 10 кгс/см2;
3 — р = 20 кгс/см2
где f0 — коэффициент трения, получен-
ный при скорости вращения вала, близ-
кой к нулю.
Коэффициент kD имеет следующее приближенное выражение:
Рис. 74. Зависимость момента сил трения резиновых армированных манжет от
числа оборотов (а) и от продолжительности перерыва в движении (б) для различ-
ных диаметров вала и температур:
1 — d = 150 мм, t = —20° С; 2 — d = 150 мм, t = 50° С; 3 — d = 100 мм,' t = 50° С;
4 — d = 50 мм, i = 50° С; 5 — d = 25 мм, t = —50° С; 6 — d = 25 мм, t = 50° С; 7 —
d = 150 мм, t = —50° С; 8 — d = 100 мм, t = —50° С; 9- d = 150 мм; t « 20° С;
10 — d = 100 мм, t = 50° С
124
На рис. 74 приведены моменты сил трения, полученные экспе-
риментально для резиновых армированных манжет (ГОСТ
8752—70), работающих в масле БЗ-13 при температурах 20, 50° С
и при атмосферном давлении. Вал был изготовлен из стали, хро-
мирован, обработан по 4-му классу точности с чистотой обработки
поверхности V 9®
Разброс значений моментов сил трения для валов разных диа-
метров можно объяснить наличием разных натягов манжет на
валу при сборке за счет допусков на изготовление манжет и вала,
разными усилиями пружин, поджимающих лопасти манжет к валу
и др. Значения коэффициента kv — определенные при этих
/о
опытах, получились меньше, например при р = 0 и v = 19,5 .м/с
kv 2, что объясняется другими значениями предварительного
поджатия лопасти манжеты (натяг, усилие пружины), сорта масла,
обработки вала и др,
Для резиновых армированных манжет с увеличением скорости
скольжения коэффициент kv увеличивается, причем быстрее
при малых значениях р<
С увеличением продолжительности перерыва в движении мо-
мент сил трения при страгивании растет наиболее значительно
в течение первых 1—4 ч.
Глава IV
БЕСКОНТАКТНЫЕ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ УПЛОТНЕНИЯ
23. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ
УПЛОТНЕНИЯ
Для герметизации зазоров между валом и корпусом агрегата
при больших скоростях вращения вала (v = 30-4-150 м/с) и срав-
нительно больших давлениях жидкости (р = 40ч-100 кгс/см2)
может быть применен гидравлический затвор, создаваемый дей-
ствием центробежных сил, возникающих при вращении неболь-
шого объема жидкости крыльчаткой, насаженной на валу.
Так как при работе центробежного уплотнения выделяется
тепло, то для его отвода должен быть предусмотрен небольшой
постоянный перепуск рабочей жидкости.
Для исключения утечки жидкости через зазор между лопат-
ками крыльчатки и корпусом, в последнем предусмотрены вы-
ступы, а в крыльчатке — круговые канавки.
С увеличением числа лопаток улучшается стабилизация
поверхности раздела газ—жидкость и уменьшается потребляемая
жидкость.
Определение допускаемого рабочего давления
Давление в полости А (рис. 75) создается за счет рабочего
давления р и центробежного давления рц, возникающего от вра-
щения жидкости с некоторой средней’ угловой скоростью сор
Давление на линии СС в полости А
Ра =р + рлц = р + -щ7 —ri)-
Давление в полости В при отсутствии утечки жидкости соз-
дается только за счет центробежных сил при вращении жидкости
со средней угловой скоростью <о2.
Давление на линии СС в полости В
Рв = Рвц — ®2 (R2 — гг),
где у ₽- объемный вес жидкости, г2 — переменное значение уровня
жидкости в полости В.
126
Для отсутствия утечки жидкости через уплотнение необходимо
обеспечить равенство рА — рв или
*ё ^ё
Откуда, запираемое рабочее давление
Для того чтобы р имело положительное значение при заданных
значения R > г2 гъ необходимо обеспечить условие ®2 > ©р
Рис. 75. Эскиз к расчету центробежного уплотнения
Для более эффективной работы уплотнения необходимо умень-
шать ©х, и увеличивать <о2,
Для увеличения ©2 вводятся прорези на диске-крыльчатке
для принудительного вращения жидкости и уменьшается боковой
зазор в полости В.
Введем отношения скоростей ,
где ®д — угловая скорость вращения диска-крыльчатки.
Тогда уравнение для р напишется в следующем виде:
р=<104>
При r2 = rL = г
2
где со = —.
1дс 30
Переменные величины в этом уравнении р, сод и г2.
Задаваясь двумя из этих величин, например р и г2, определим
необходимую угловую скорость вращения диска сод для создания
гидравлического затвора. Если зазор между диском и кожухом
мал, то жидкость будет вращаться со средней угловой скоростью,
примерно равной угловой скорости диска. При наличии некото-
рого зазора между диском и кожухом средняя угловая скорость
127
жидкости в этой полости будет меньше, чем угловая скорость
диска <вд, но больше, чем
При наличии радиальных ребер высотой t (вдоль оси вала),
согласно рекомендаций [75],
““пгО+т)-
где I— расстояние между стенкой кожуха и диском (включая /).
При проектировании центробежных уплотнений необходимо стре-
миться обеспечить -^-^-4- и
©л 2 од ’
при этом
(_2М2__ 0,75.
При опытах с центробежными уплотнениями [2] это выраже-
ние имело значение, равное ~ 0,75, а по данным работы 1106],
0,8—1,0. Допускаемое рабочее давление жидкости зависит от
угловой скорости вращения крыльчатки, от радиальных размеров
слоя жидкости R и гъ от высоты ребер и величины торцовых за-
зоров между диском и кожухом. Центробежное давление рц не
зависит от ширины кольца жидкости. Так как жидкость, нахо-
дящаяся в полости уплотнения, сообщается через зазоры с жидко-
стью в основной рабочей полости, то при увеличении центробеж-
ного давления часть жидкости будет выжиматься обратно в рабо-
чую полость, а при малом числе оборотов жидкость будет из ра-
бочей полости устремляться в полость уплотнений, т. е. объем
жидкости в полости уплотнений (он зависит от числа оборотов
крыльчатки) регулируется автоматически.
При малых числах оборотов вала центробежное уплотнение
неэффективно и может успешно применяться только при определен-
ных значениях числа оборотов крыльчатки и при соответству-
ющих, значениях R и гг.
Центробежные уплотнения при R — 4г0 могут обеспечивать
запирание жидкости при давлениях до 125 кгс/см2, при скорости
вала до 50м/с. Для запирания больших давлений жидкости тре-
буется увеличение диаметров дисков или количества их.
Определение момента сопротивления вращению вала
от сил трения в центробежном уплотнении
Сопротивление движению диска в жидкости, замкнутой в ко-
жухе, связано с жидкостным трением в пограничном слое [23 ].
Толщина ламинарного пограничного слоя для вращающегося
диска
<5^ 3,71
128
где v = -----кинематический коэффициент вязкости; р = ---------
плотность жидкости.
Толщина турбулентного пограничного слоя для вращающегося
диска
6»,0,525Л(^)5'
Переход от ламинарного пограничного слоя к турбулентному
определяется числом Рейнольдса.
Для вращающегося диска Re = ——.
Критическое число Рейнольдса ReKp>3*105.
Определим момент сопротивления вращению диска при уста-
новившемся движении.
Согласно исследованиям [23 ] при ламинарном течении момент
сопротивления для диска, вращающегося в свободном простран-
стве, смачиваемого с двух сторон,
1
2МТ = 0,616or/?4p(vo)3)2 , (105)
или
2MT = CM-f <oaR6,
где
См = 2Мт = 3,87 Re-о-5.
-|-co2R5
При вращении диска в узком кожухе
04
27ИТ = шот] ——
или
См = 2л 4
1
Re *
Когда осевой зазор s велик по сравнению с толщиной погра-
ничного слоя при вращении диска в кожухе, См можно также
определить по методу С. М. Тарга, где
См = 2,52 Re-°>5.
Если s > 6 и диск вращается в цилиндрической камере, то во
вращение приводится вся жидкость, и поэтому относительная
скорость диска и жидкости получается меньше, чем в неограни-
ченном пространстве, отсюда будет меньше и момент сопротивле-
ния.
5 Г. В. Макаров
129
Согласно объяснениям Прандтля при больших зазорах на
обеих сторонах диска образуются пограничные слои, в которых
жидкость движется от центра к периферии, а на обеих крышках
камеры — два других пограничных слоя, в которых жидкость
движется от периферии к центру. В промежутках между этими
слоями находится слой пассивной жидкости, равномерно враща-
ющийся и медленно протекающий от крышек к диску.
При турбулентном течении для диска, вращающегося в неогра-
ниченном пространстве,
См = 0,146 Re-0*2.
Для диска, вращающегося в кожухе, при турбулентном режиме,
См^0,078 Re-0’2.
Приведенные выше значения толщины пограничного слоя и
моментов сопротивления получены для вращающихся гладких
дисков. Для более точного расчета центробежных уплотнений
необходимо получение соответствующих опытных данных для
дисков, снабженных ребрами.
Потери мощности на преодоление сил трения в центробежном
уплотнении определяются по формуле
ы — кВт
/Vt 102 К°Т’
где 7ИТ в кгс-м, со в 1/с.
Удельные потери мощности
NT __ Смр СО3/?5
р 2 102р
Удельные потери сильно возрастают с увеличением R.
Количество тепла, выделяющегося в уплотнении, может быть
значительным, поэтому необходимо производить проверку теп-
лового режима уплотнения,
Определение осевого усилия
для центробежных уплотнений
Осевое усилие при отсутствии утечки жидкости, т. е. при
Р Рпред (РИС. 75) *
Ро = (р — ра)л(Я2 — Го) + \pAu.dF — j pBudF, (106)
r0 r2
где
Р4ц = ®1 — >o); рВц = -^7 (02 dF = 2nrdr’
4g 4g
pa — давление в полости, в которую сливается жидкость.
130
Подставляя выражения рлц, рВц, dF в выражение Ро и ин-
тегрируя это выражение, получим
=(р - А) я (S’ - rS) + Tg- -
У®2 (R* + Г2 d2-2\
-----У?Г2Ь
ИЛИ
/>0 = (р-Ра)л(^-^) +
(Ю7)
Эта сила нагружает подшипники ва-
ла в осевом направлении. График из-
менения Ро в зависимости от (ох (п)
при отсутствии утечки жидкости (ра =
= 0), Р = Рпред, Г2 = Го Я = 2го И
диаметре вала 70 мм представлен на
рис. 76.
Для устройств, у которых имеются
силы, действующие вдоль вала, напри-
мер для центробежных насосов, косо-
зубых зубчатых передач и др., жела-
тельно устанавливать центробежные
уплотнения так, чтобы осевые силы по
возможности взаимно уничтожались.
Охлаждение центробежных уплотнений
Рассмотрим установившийся тепло-
вой режим. Для охлаждения уплотне-
ний используется отвод через уплотне-
ние части запираемой жидкости.
Количество тепла, выделяющегося
маемого диском центробеж-
ного уплотнения при р ~
=Рпред и отсутствии течи:
1 — значения PQ; 2—значения
рпред
в уплотнении в единицу
времени,
___________________________________ Л1>гСоЗбОО » /1
= 427— ккал/ч. (108)
Это тепло при установившемся режиме идет на нагрев проте-
кающей мимо диска жидкости и на отдачу тепла от корпуса уплот-
нений в окружающее пространство (воздух)
Q% Qjk 4“ Qn ср
или
Q2 = О ср (/вых - /вх) + aS (tK - /возд), (109)
5*
131
где Сж •s— количество тепла, идущего на нагрев жидкости; Qncp —
количество тепла, передаваемого от корпуса уплотнений в окру-
жающее пространство; V — объем отводимой жидкости, протека-
ющей мимо уплотнения в единицу времени; tK — температура
корпуса уплотнения; /вых — температура вытекающей из уплот-
нения жидкости; /вх — температура жидкости, подводимой к цен-
тробежному уплотнению; ср — удельная теплоемкость жидкости;
у — удельный вес жидкости; а — коэффициент теплоотдачи от
корпуса уплотнения; S — поверхность корпуса уплотнения, через
которую передается тепло от уплотнения к окружающей среде.
Коэффициент теплоотдачи а зависит от скорости движения
воздуха.
Решая совместно уравнения (108) и (109), определим необходи-
мое количество жидкости, отводимой для охлаждения уплотнения,
у = 8»43Штв> aS (/к ^возд) мзуч (НО)
Уср (^вых — ^вх)
Если принять Qrtcp — 0, то
у___ 8,43Шт(0 мз/и
У£р(^вых — ^вх)
24. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ
ВИНТОКАНАВОЧНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
ками происходит откачка
Рис. 77. Схема винтоканавоч-
ного уплотнения
Винтоканавочные уплотнения находят применение в соедине-
ниях при больших скоростях вращения.
Эти уплотнения применяются в агрегатах с односторонним
направлением вращения валов.
При вращении вала с нарезанными на нем винтовыми канав-
в рабочую полость жидкости, посту-
пившей в полость уплотнений.
Схема винтоканавочного уплотне-
ния представлена на рис. 77.
При вращении вала и наличии
перепада давлений по длине уплот-
нения Др утечка жидкости через
уплотнение
Q = Qi + Q2 — Q3,
где Qi*— утечка жидкости через за-.
зор s; Q2—утечка жидкости через
винтовую канавку; Q3—возврат жидкости через винтовую ка-
навку при вращении вала, благодаря переносу жидкости по-
верхностью вала.
Принимая, что движение потока ламинарное ^при Re = <4
< ReKp)» рассмотрим значения Qx, Q2 и Сз-
132
Расход жидкости через диаметральный зазор 2s
п _____________________ k3Ttds3&p
— 12^1 9
где k~ = 1-4-2,5—коэффициент, учитывающий эксцентричное
расположение вала относительно расточки; Ар — потери давле-
ния на жидкостное трение; т) — динамический коэффициент вяз-
кости.
Расход жидкости через винтовую канавку согласно формуле
Буссинека для трубы прямоугольного сечения
n . kca3i &р
где I — sin"~~ — длина~~канавки; i — число заходов резьбы; k —
коэффициент, зависящий от отношения сторон прямоугольника
-у (рис. 78).
Возврат жидкости по канавке, обу-
словленный относительным движением
ее стенок, согласно исследованиям
В. А. Зотова [27]
_rfdPnac sin у
где п — число оборотов вала в минуту;
й, d, а, с, s, ср — конструктивные раз-
Рис. 78. Зависимость коэф-
фициента k от соотношения
а
сторон прямоугольника —
меры уплотнения.
Направление вращения вала должно быть противоположным
направлению винтовой линии канавки.
Принимая общий расход жидкости через уплотнения равным
нулю, определим значения Ар и п, при которых отсутствует утечка
жидкости. В этом случае Qi + Q2— Q3 = 0.
После подстановки выражений Qb Q2 и Q3 и соответствующих
преобразований получаем
Др
(111)
где
q ____________________________Sac sin фЬ______________________
Рассмотренное уплотнение проверено экспериментально [27]
при d = 27 мм; п = 0-нЮ ООО об/мин; Др = 0—=-15 кгс/см2;
t = 15-7-70° С; s = 0,07 мм; <р = 3°-т-14° 30', а также автором
данной книги при d = 95 мм, п = Оч-ЗООО об/мин; s = 0,06 мм;
Др = О-г-6 кгс/см2.
133
Размеры уплотнений приводятся также в работе В. Н. Коки-
чева [33].
Для уплотнений может применяться многозаходная резьба.
Изменение предельных давлений для винтоканавочных уплотне-
ний при диаметре вала 95 мм и радиальном зазоре s = 0,06-н
н-0,07 мм, полученных опытным путем, приведено на рис. 79.
Винтоканавочные уплотнения при наличии давления не обес-
печивают герметичности соединения при отсутствии вращения,
поэтому они должны применяться в сочетании с контактными
Рис. 79. Зависимость предельных
давлений жидкости от скорости ва-
ла (опытные данные) при темпера-
туре 20° С:
1 — веретенное масло 3; 2 — масло
АМГ-10
Рис. 80. Зависимость допускаемого
предельного давления жидкости от
скорости вала:
1 — веретенное масло, t — —10° С;
2 — веретенное масло, t — 30° С
уплотнениями, обеспечивающими запирание жидкости при малых
скоростях вращения и в состоянии покоя.
На рис. 80 представлены результаты вычислений допускаемого
предельного давления в зависимости от скорости вращения вала
(диаметр вала 70 мм, длина втулки 60 мм, шаг резьбы 10 мм,
число заходов резьбы 3).
Из этого рисунка видно, что для работы винтоканавочного
уплотнения существенное значение имеет вязкость жидкости.
Потери мощности в рассмотренном уплотнении
Д7 ~ ФзАР кВт
Лп 100-102 КЬТ’
где Q в см3/с; Др в кгс/см2.
Удельные потери мощности
__ 0,3 _ г>7.
р 100-102
где
q _ ____________л dac sin <р_________
Потери мощности в уплотнении сравнительно небольшие.
В качестве примера применения гидродинамического уплот-
нения можно привести схему уплотнительного узла, предназначен-
134
ного для герметизации паров ртути, служащих рабочим телом
турбины, и паров масла, питающего опорные подшипники в ядер-
ной энергетической установке SNAP-8, рассчитанной на длитель-
ную работу в условиях высокого вакуума в космосе [ПО]. Пары
ртути в этой установке находятся при температуре 204° С и давле-
нии 1,4 кгс/см2.
Уплотнительный узел установки (рис. 81) состоит из вязкост-
ного уплотнения /, теплообменника 7 с масляным охлаждением,
молекулярного уплотнения 5 и торцового уплотнения 6.
Дренаж
Рис. 81. Уплотнительный узел для герметизации паров
ртути
Вязкостное уплотнение здесь выполнено в виде импеллера
с канавками 2 на^ поверхности, заключенного в корпусе тепло-
обменника 7. Охлаждающее масло циркулирует по линии 3—4.
Жидкая ртуть сливается по продольным канавкам импеллера,
скапливается в них и не попадает в наружную камеру. Выходное
уплотнение 5 обеспечивает герметизацию паров ртути. В началь-
ный период работы системы и при остановке уплотнение со сто-
роны вакуума обеспечивается торцовым уплотнением 6.
Импеллерное уплотнение обеспечивает разделение паровой и
жидкой фаз рабочего тела и исключает утечки жидкости. Наиболее
ответственным для этого узла является создание устойчивого рав-
новесия между жидкой и паровой фазами; исключающего утечки
жидкости.
Вязкостное уплотнение представляет собой вал с наружной
резьбой, установленный в корпусе герметизируемого узла и не-
большим зазором. При вращении вала в результате взаимодей-
ствия резьбы с жидкостью образуется градиент давления, вызы-
вающий ее течение в осевом направлении. Иногда вязкостные
уплотнения располагают торцами друг к другу, так что канавки
образуют шевронную поверхность. Такая конфигурация уплот-
нения при неполном заполнении канавок создает высокое давле-
135
ние в центре и эффективно разделяет жидкостную и паровую фазы
на кромках. Работоспособность вязкостного уплотнения опреде-
ляется формой спиральной канавки, радиальным зазором между
кромкой и корпусом, скоростью вращающегося вала, свойствами
уплотняемой жидкости.
Указанное уплотнение работает устойчиво без малейших уте-
чек при окружной скорости вала 3,18 м/с до величины радиального
зазора 0,018 мм.
Глубина канавки в три раза больше радиального зазора между
кромкой и корпусом. Канавка составляет 33% шага и 37% кромки.
Ширина канавки в 12,5 раз больше глубины, а угол наклона спи-
рали равен 14,5°.
25. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ КРОМОЧНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
В конструкциях гидродинамических кромочных уплотнений
для более эффективной герметизации используется гидродинами-
ческий метод, т. е. для компенсации сил, вызывающих утечку,
используется действие сил вязкого трения.
Такие уплотнения способны перемещать масло вдоль вала
в определенном направлении, вследствие чего обеспечивается ком-
пенсация некоторых дефектов на самих уплотнениях и на валах.
Благодаря спиральным канавкам на соприкасающихся поверх-
ностях вала и манжеты при вращении вала жидкость засасывается
в пространство между наружной поверхностью вала и корпусом
и в винтовые канавки. При этом создается гидродинамическое
уплотняющее давление.
Гидродинамическое кромочное уплотнение устанавливается
на вал с натягом. Эти уплотнения аналогичны радиальным кон-
тактным уплотнениям, но имеют винтовую канавку на детали из
синтетического материала или на валу. На рис. 82, а показана
схема гидродинамического уплотнения с ребрами, образованными
на манжете, установленной в корпусе. Ребра расположены равно-
мерно по окружности с внешней атмосферной стороны манжеты.
Они выполняют роль миниатюрного гидродинамического насоса,
уменьшающего утечки жидкости. Усилие, создаваемое пружиной
в этой конструкции, несколько меньше, чем в обычных манжетных
уплотнениях, но не должно быть менее 3,5 кгс/см2 [104, 111].
Основным преимуществом описанных уплотнений является
то, что они отбрасывают назад вытекающую жидкость. Они могут
компенсировать дефекты вала и манжеты, имеют высокую долго-
вечность и надежность, и могут работать в широком диапазоне
толщин масляной пленки. Этот тип гидродинамического уплотне-
ния применяется только при одностороннем направлении враще-
ния вала.
На рис. 82, б приведена схема уплотнения с винтовыми канав-
ками на валу. Для обеспечения уплотнения при вращающемся
и неподвижном валах глубина канавок не должна превышать
136
0,025 мм. Манжета при работе деформируется. Материал входит
в канавки, когда вал неподвижен, и облегает выступы при враще-
нии вала. В случае работы уплотнения только при вращающемся
вале используют неподпружиненные манжеты.
Расчет уплотнения с винтовыми канавками на валу аналогичен
расчету обычных винтовых уплотнений с радиальным зазором,
равным толщине масляного слоя.
(Вращение
I вала
Рис. 82. Гидродина-
мические кромочные
уплотнения: а — с реб-
рами на манжете; б —
с канавками на валу;
е — с винтовыми ка-
навками разного на-
9
правления; г — с треугольными канавками на манжете;
1 — корпус уплотнения; 2 — прижимная пружина; г3 — уплотнительный' лепе-
сток манжеты; 4 — ребра; 5 — дополнительный уплотнительный лепесток; 6 —
линия контакта; 7 — треугольная канавка; 8 — зона контакта манжеты с валом;
9 — зоны кавитации
Уплотнения с канавками на валу используют только при одно-
стороннем вращении.
На рис. 82, в показан пример манжеты, применяющейся для
уплотнения валов, вращающихся в двух направлениях. На двух
половинках манжеты образованы винтовые канавки разного на-
правления. При вращении вала жидкость засасывается на одной
половине манжеты и выкачивается обратно на другой.
Уплотнение, показанное на рис. 82, г, предназначено также для
двустороннего вращения вала. Когда вал вращается в направлении,
указанном стрелкой, масло заполняет участки х треугольных
канавок глубиной 0,05*—0,1 мм, которые действуют как гидроди-
намические насосы.
Масло течет поперек уплотнительного лепестка манжеты и
поперек участка L, который разделяет треугольные канавки.
137
Вследствие того, что сопротивление потоку масла на уплотнитель-
ном лепестке меньше, чем на участке L, масло поступает обратно
в уплотняемую камеру. Утечка через уплотнение очень мала по
двум причинам: 1) перепад давления не может превышать одной
атмосферы; 2) отрицательные давления приводят к более плот-
ному контакту манжеты с валом, т. е. увеличивается гидравли-
ческое сопротивление. Мощность насосного действия таких уплот-
нений меньше по сравнению с другими конструкциями винтовых
уплотнений.
Известно, что износ уплотнений прямо пропорционален ра-
диальному давлению на кромке. В данной конструкции величина
контактного давления на кольцевой кромке лимитируется необ-
ходимостью обеспечения герметичности только в статике. В дина-
мике с целью уменьшения износа под кольцевой кромкой может
быть допущено образование толстой масляной пленки и даже
утечки жидкости, так как герметизация поддерживается с помощью
гидродинамического перемещения жидкости.
При проектировании гидродинамических кромочных уплотне-
ний (рис. 82, а) необходимо выполнять следующие рекомендации:
1) диаметральный натяг уплотнения без пружины должен
быть не менее 0,25 мм с учетом изменения натяга вследствие тем-
пературных деформаций и разбухания манжеты;
2) радиальная нагрузка должна быть порядка 5,3—12,4 гс на
погонный миллиметр длины окружности;
3) пружина должна быть расположена на расстоянии I не
менее 0,25 мм от точки контакта лепестка манжеты;
4) угол наклона а винтовой линии канавок (ребер) должен
быть равен 20—30°, при больших углах ухудшаются уплотняющие
характеристики, при меньших углах утечки уменьшаются, но
уплотнение становится более чувствительным к засорению;
5) ширина канавок Н должна превышать ширину ребер h не
менее чем в полтора раза;
6) высота ребер / должна находиться в пределах 0,05—0,10 мм;
7) угол Р между внешней поверхностью лепестка манжеты
и поверхностью вала должен быть равен 15—20°; выбор угла
зависит от скорости и других факторов;
8) ширина линии контакта рекомендуется в пределах 0,076—
0,25 мм;
9) угол у при вершине уплотнения не должен превосходить
60°;
10) рекомендуемая форма ребер — треугольного или закруг-
ленного поперечного сечения.
26. ЩЕЛЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Наиболее часто встречаются следующие разновидности щеле-
вых уплотнений:
1) уплотнения золотников, поршней в насосах и другие, при-
меняемые для диаметров приблизительно до 50 мм; уплотнения
138
собираются с очень малыми зазорами, получаемыми пришлифов-
кой, примерно из расчета 1 мкм на каждые 2,5 мм диаметра;
2) уплотнения бронзовых поршней тормозов, работающих
в стальном цилиндре; уплотнения применяются для любых диа-
метров и собираются с гарантированным диаметральным за-
зором от 0,15—0,3 мм и выше в зависимости от диаметра
поршня.
При рабочем давлении этот зазор может сильно увеличиваться
за счет упругих деформаций цилиндра.
При использовании пришлифовки отношение длины уплот-
няемой поверхности к диаметру цилиндра берут -у 0,75-н1,5
при давлении соответственно 2—2000 кгс/см2. Для поршней с уве-
личенными зазорами берут ~~ 0,7н-2. Щелевые уплотнения
имеют малое трение.
К недостаткам уплотнений, выполненных пришлифовкой,
относятся: чувствительность их к температурным расширениям
и боковым усилиям, которые могут привести к защемлению, при-
годность только для чистых газов и жидкостей, наличие техно-
логических затруднений.
Применение кольцевых проточек на шлифованной поверхности
не повышает герметичности соединения, но позволяет скапливаться
в них твердым частицам, попавшим в щель.
Уплотнение газа в щелевых уплотнениях производится за счет
дросселирования газа под действием сил трения в процессе его
протекания по длинной кольцевой щели.
Такие уплотнения применяют в масляных и топливных насо-
сах, а также иногда в компрессорах сверхвысокого давления,
например в четырехступенчатом компрессоре до 4000 кгс/см2
[26].
При работе неподвижных щелевых уплотнений возможно
уменьшение зазоров с течением времени за счет зарастания их
(облитерации) вследствие адсорбции полярных молекул рабочей
жидкости на поверхностях щели и наличия в масле смолистых
образований [6].
Щелевые уплотнения применяются в гидравлических устрой-
ствах при любых давлениях жидкости и скоростях перемещения
поршня (вала).
Рассмотрим определение утечки жидкости через щелевые уплот-
нения.
Утечка жидкости в кольцевом зазоре
Ламинарное истечение жидкости. Как показывают опыты, при
нормальной температуре масла и малых щелевых зазорах уста-
навливается ламинарное истечение жидкости. Объем вытекающей
жидкости прямо пропорционален давлению.
139
Для втулки, расположенной с зазорами между цилиндром и
штоком, утечка происходит по наружной и внутренней поверх-
ностям. Утечка жидкости в кольцевой щели [79]
где I = ---гидравлический уклон; hL — потеря напора на
длине L; Т?2—наружный радиус кольцевого зазора; Rr— вну-
тренний радиус кольцевого зазора.
Потери напора на трение жидкости в зазоре по аналогии с фор-'
мулой Дарси—Вейсбаха
где
% — коэффициент гидравлического сопротивления трения в коль-
цевой щели или коэффициент Дарси; при ламинарном движении
л 64 г) 2us
х =-RT п₽и Re = —
Пользование этими зависимостями для Qy и hL требует вычис-
лений с предельной точностью, что представляет известные за-
труднения при расчетах.
Так как размер щели s в уплотнениях очень мал по сравнению
с диаметром штока (поршня), то часто пренебрегают кривизной
поверхностей, образующих щель, и заменяют кольцевую щель
плоской, получая при этом вполне удовлетворительное совпадение
расчетных и опытных данных.
Для дальнейших исследований принимаем зависимости, соот-
ветствующие плоским щелям [6].
Из уравнения Бернулли для реальной жидкости потери
давления при протекании жидкости через зазор
Др = р — ра = Лр{ 4- Дрв + Дрм,
где ра — давление жидкости в полости, в которую происходит
истечение из зазора; Др/ — перепад давлений на длине втулки,
расходуемый на преодоление жидкостного трения; Дрв — перепад
давлений, расходуемый на создание скоростного напора; Дрм —•
перепад давлений, расходуемый на преодоление местных сопро-
тивлений на входе в зазор и на выходе из зазора.
При ламинарном истечении
Д _____12K]LQy
140
где k3 — коэффициент, учитывающий эксцентричность расположе-
ния штока относительно втулки, k3 1-=-2,5; т] <—динамический
коэффициент вязкости; L — длина втулки; s — радиальный зазор;
d — диаметр штока.
Приняв Qy л dsu, где и — средняя скорость движения жид-
кости в зазоре, получим
12т)Ьи
k3s* •
Перепады давлений
Дри = ^-(«2—4>;
АРм = ДРвых 4* ДРвх = ~2g~ »
где £м = Ввх + 1вых — коэффициент местных сопротивлений на
входе в зазор и на выходе из зазора; uQ — скорость жидкости перед
входом в зазор. Подставляя эти выражения, получим
&р “ р - - “») + S- i
Приняв и0 л* 0, получим
(1W •*’+ << - (/>-pj = 0.
Решаем квадратное уравнение относительно и.
Расход жидкости через зазор с учетом всех потерь будет
Qy = л dsu.
Часто ввиду малого влияния величинами Др0, Дрм можно
пренебречь, тогда Др Др/.
Турбулентное истечение жидкости
В ряде устройств имеет место работа при разогретых жидкостях,
увеличенных зазорах для предупреждения заклинивания нагре-
тых латунных, порщней в стальных цилиндрах (например, диаме-
тральный зазор до 0,2—0,3 мм и выше) и повышенных давлениях.
При этом допускаются повышенные утечки через щелевые
зазоры. Они могут учитываться при расчетах соответствующих
устройств.
В этом случае числа Рейнольдса достигают значений, превос-
ходящих критические. Режим течения жидкости устанавливается
турбулентный.
Турбулентное течение вероятно для сжиженных газов (напри-
мер, азота) и воды при s = 0,02 мм и р0 10 кгс/см2, а для мине-
ральных масел v = 20 сСт при = 0,10 .мм и pfl^ 100 кгс/см2.
141
При движении жидкости в трубопроводах критическое значение
числа Рейнольдса, при превышении которого происходит переход
от ламинарного течения к турбулентному, согласно исследованиям
считается ReKp = 2320.
В кольцевых же щелях при перемещении деталей друг относи-
тельно друга и возможной их вибрации критические числа лежат
значительно ниже.
Для кольцевых щелей согласно исследованиям [6] критиче-
ское число Рейнольдса ReKp = бОО-нЮОО, если принять Re = —.
Рассмотрим турбулентное истечение разогретой жидкости,
при котором будет иметь место максимальная утечка.
Формула Дарси—Вейсбаха для трубопроводов с внутренним
диаметром D
. Мм*
hl = 1itr-
В нашем случае принимаем D — 4Rr, где 7?г = -у-— гидрав-
лический радиус; su = ns (s + D) — площадь поперечного сече-
ния зазора.
Смоченный периметр
X = 2л (s + D),
где s — радиальный зазор между поршнем и цилиндром. Тогда
^=4-
Подставляя значение 7?г, получим
//=-¥<
Коэффициент гидравлического сопротивления трения или
коэффициент Дарси по формуле Блазиуса для трубопроводов
X = 0,3164
При исследовании щелевых уплотнений длиной 80 мм Е. М. Ко-
жевниковой была установлена следующая зависимость коэффи-
циента Дарси:
- 2
“ Re0'45 ’
При уменьшении длины щели значение % возрастает. При
исследовании щелевых уплотнений длиной 20 и 10 ммЮ. К. Че-
ховым были установлены значения %. Для щели длиной 20 мм при
изменении Re от 3-103 до 5>104 значение X изменяется от 0,06
до 0,04. Для щели длиной 10 мм при тех же числах Re значение %
равно 0,08, а при чистоте обработке V? не зависит от Re.
142
Потеря давления в зазоре на трение
Apf = hfy.
Расход жидкости
Qy = suu = nDsu\
л - UQyY
^Pf ~~ 4gs3n2D2 »
<112>
Уравнение (112) устанавливает связь между расходом жидко-
сти через зазор Qy и соответствующей потерей давления в зазоре
на трение жидкости Apf. Местные потери напора на входе в зазор
и выходе из зазора, определяемые деформацией поля скоростей
потока,
1 _с, и2
— ём ~2^" •
Потеря давления на длине поршня состоит из потерь на. тре-
ние, на изменение скорости потока и из местных потерь на входе
в зазор:
Р уРа = (^2 — uo) + hf + йм,
где и0 — скорость жидкости перед входом в зазор. Тогда
где и — средняя скорость потока в зазоре.
Воспользуемся методом определения скорости истечения, при-
меняемым в целом ряде практических расчетов, например для
гидравлических тормозов [28].
Принимаем
Др = р —ра = МЫ2.
Откуда коэффициент гидравлического сопротивления струи
^=[‘-(т)2 + ^+Ь]-
Иногда принимают выражение
В этом случае k2 — -i, где ц — коэффициент расхода (ц < 1).
И '
143
Обычно вязкость жидкости увеличивается с увеличением дав-
ления. Приближенное выражение
vp & v0 (1 + О.ООЗр).
При эксцентричном положении поршня относительно цилиндра
расход возрастает в полтора раза.
Зная р и ра и определяя приближенно k2, находим и. Средняя
скорость истечения жидкости в зазоре будет
,, — 1 /(Р — Ра) .
U~V
Расход жидкости
Qy = suu nDsu.
Для приближенной оценки k2 можно принять согласно дан-
ным в работе [32 ] £вх 0-4-0,3.
С учетом сжимаемости жидкости
Др = Р — Ра = (1 — Хр)2 U2
и
Хр = ₽(/С— х)^,
где р — коэффициент сжимаемости жидкости; 1С — высота столба
жидкости; х — перемещение штока от s исходного положения;
Др — изменение давления с изменением перемещения штока на
величину Дх.
Потери давления в цилиндрической щели при вращении вала
с окружной скоростью v и скорости протекания жидкости через
зазор и, согласно данным в работе [32],
Др = Др0( 1+0,125-2-), (113)
где Др0 — потери давления при неподвижном вале.
Определение приведенного цилиндрического зазора,
эквивалентного коническому зазору
Под давлением жидкости цилиндр деформируется, при этом
зазор между поршнем и цилиндром увеличивается и становится
коническим, сужающимся в сторону истечения (рис. 83).
Рассмотрим, как можно найти. потери давления на трение
в коническом зазоре.
Определим приведенный цилиндрический зазор, в котором
потери давления на трение такие же, как в коническом зазоре
при одинаковом расходе жидкости.
144
Исходный диаметральный зазор
2sT = 2s0 — (ап — ац) D Д/,
где s0 — радиальный зазор при сборке узла; ап, ац — коэффи-
циенты линейного расширения соответственно поршня и цилин-
дра; Д/— изменение температуры по сравнению с температурой
при сборке.
Увеличение диаметра цилиндра от давления
2SP = Г& ( 1 + П2,5РП2 ) Р- 0 14)
и 1,0£ у £)*_______/у у ' 7
Изменение зазора от давления по длине рубашки
. L — I
Sl — ST + SP--£--- •
При I = 0 s{ = sT 4-sp; при 1 =
= L S[ = sT.
Уравнение потерь давления
на трение:
о L
Л _ XQyY С dl
Pf ~ 4git*D* I s3 ’
0
Преобразуем интеграл:
dsz = —
о
Следовательно,
a _ XQyYL (St + 4-Sp)
^“4g«2D2 s2(st + s₽)2 •
Приравнивая правые части последнего уравнения и уравнения
(112), получим значение приведенного зазора при турбулентном
истечении жидкости
(И5)
Величина snp значительно меньше суммы sT + sp, что имеет
существенное значение для проектирования гидравлических уст-
ройств высокого давления.
145
Сравнивая значения Др/ для ламинарного и турбулентного
истечений, увидим, что такое же выражение приведенного зазора
будет и для ламинарного истечения жидкости.
С учетом исследований [59] можно принять, что уравнение
(115) справедливо при длине рубашки поршня
L>VDH(Dtt-DBY
Для уменьшения утечки длину рубашки нужно брать не
меньше данного значения.
Как видно из приведенных исследований, для уменьшения
утечки жидкости в зазор необходимо уменьшать зазор.
При отношении площади зазора к площади регулирующего
отверстия >> 0,2н-0,4 и при минимальной длине поршня,
ах
указанной выше, утечка становится значительной и должна учи-
тываться при выполнении гидравлического расчета агрегата.
При высоких давлениях и тонкостенных цилиндрах, а также
при малых скоростях перемещения штока необходимо также учи-
тывать увеличение зазоров за счет упругих деформаций цилиндра,
которые могут быть значительно больше первоначального зазора.
Учет утечки жидкости в торцовые зазоры
щелевого уплотнения с плавающей втулкой
Как показывают эксперименты, при работе щелевых уплотне-
ний с плавающей втулкой наряду с расходом жидкости в радиаль-
ном зазоре имеется также утечка через торцовые зазоры.
Образование торцовых зазоров в месте прилегания плава-
ющих колец к дистанционным втулкам и корпусу обусловлено
неточностью изготовления и сборки сопряженных деталей, нали-
чием перекосов и т. д. Приведем выражение относительного рас-
хода жидкости через торцовый зазор и выясним параметры, опре-
деляющие его значение при турбулентном истечении. Восполь-
зуемся сделанными нами ранее выводами.
Основной расход через радиальный зазор s
Qy 0 = ndsu == nds 1/~-р ~~p^s.
^У-Р у ky
Расход через торцовый зазор sT при движении жидкости от
периферии к центру
Qy.T = JiDB.TsT^ = л£>в. TsT К
Относительный расход через торцовый зазор
= (116)
Чу. р us у к
146
где
[1 ( И ) + 2s £вх + ?вых] ,
иг____ Г ^т^экв’ । / R \2_____/ Цр \2 ( t । е ( R V1 .
[ 2$т \ г ) \ ит ) ' ^вх ^вых \ г ) J ’
где и0 — скорость жидкости перед входом в уплотнение; и, ит —
соответственно скорости движения жидкости в радиальном и
торцовом зазорах; D, R — соответственно наружный диаметр
и радиус втулки; г—внутренний радиус втулки; Ur— средняя
скорость жидкости на входе в торцовую щель.
Утечка жидкости в зазоры щелевого
торцового уплотнения
Торцовые соединения с гарантированным зазором встречаются
в насосах, лабиринтовых уплотнениях и др.
При рассмотрении течения жидкости через радиально-кольце-
вую щель обозначим потерю давления
Ap = CQ“
где С — постоянная величина для данного опыта; Qy — расход
жидкости через зазор.
Режим течения будем классифицировать по показателю сте-
пени а. Учитывая особенности истечения, будем называть режим
линейным, если а — 1, и квадратичный, если а = 2 [67].
Переход от линейного к квадратичному режиму определяется
числом Рейнольдса
Dp___Qy
v 2rtdv ’
где RT—гидравлический радиус ( Rr = — -4-); %—смо-
ченный периметр на том же радиусе /?; и — средняя скорость
истечения в зазоре.
Критическое число Рейнольдса, по данным в работе [67]
, D — d
где b = —— •
При величине зазора s = 1-4-2 мм значения ReKp составляли
29—72. Чем меньше отношение тем выше значения критиче-
ского числа Рейнольдса.
147
При неподвижном диске и линейном режиме утечка жидкости
в зазоре согласно исследованиям [67] определяется выражением
п _ its3 Др
Чу ”
6П1пт
Утечка жидкости в зазоре
при квадратичном режиме истечения и неподвижном диске
Суммарные потери давления при протекании жидкости через
зазор торцового соединения
Др = р — ра = Apf + Дро + Дрвх + Дрвых>
где Apf—потери давления на преодоление сил трения; Ар0 —
потери давления на создание скоростного напора; Лрвх, Арвых —
потери давления на преодоление местных сопротивлений на входе
в зазор и на выходе из зазора; ра — давление в полости, в которую
происходит истечение жидкости.
Суммарные потери давления при движении потока жидкости
от центра, к периферии при X = const
Ap = k
С учетом исследований [32]
М^Я^М^У+^+Мтг)’]’ <117>
где X — коэффициент, учитывающий трение; s — ширина щели;
иг — средняя скорость на входе в щель;
^экв = Г ( 1 — р’ ) ’
г и R — внутренний и наружный радиусы; £вх и |ВЫх — коэффи-
циенты местных сопротивлений на входе и выходе.
Зная k', определим иг
Расход жидкости через зазор
Qy = 2nrsur.
При движении жидкости от периферии к центру суммарные
потери давления
Д/?== k’
143
где
Зная Др = р — ра и определив отношение по исходным
“я
данным, находим
1/2g(P — Pa)
У k'y
Расход жидкости через торцовый зазор при движении от пери-
ферии к центру
Qy = 2nRsup>.
Утечка жидкости в торцовый зазор
при квадратичном режиме и вращающемся диске
В этом случае суммарные потери давления при протекании
жидкости через зазор будут равны
Др = р — Ра = Apf + Др0 + Дрвх + Дрвых ± Дрц,
где Дрц — потеря давления на преодоление напора от действия
центробежных сил жидкости, вращающейся вслед за диском.
Знак плюс ставится при движении жидкости от периферии к цен-
тру, знак минус — при обратном направлении потока.
Угловая скорость вращения жидкости в зазоре ®ж (средняя
по ширине диска) не равна угловой скорости диска ®д, а меньше
ее. Отношение < 1.
(Од
Влияние напора от действия центробежных сил обычно сказы-
вается только при высоких числах оборотов (например, для масла
при п > 1000 об/мин).
Бескавитационная работа при вращающемся диске и движении
жидкости от центра к периферии будет при условии, если
(р — Ра) — Е Др>Дрц,
ИЛИ
Р Ра &Pf ^^вх ДРвых >
При очень малых зазорах, сила трения изменяется не точно по
закону Ньютона для жидкостного трения, и выведенные выше за-
висимости будут являться приближенными.
27. ЛАБИРИНТОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Лабиринтовые уплотнения применяются для запирания жидко-
сти, газа и пара. В лабиринтовом уплотнении рабочая среда подвер-
гается дросселированию при ее движении через последовательно
149
расположенные сужения, при этом часть энергии переходит
в тепло. Уплотнение не обеспечивает полной герметичности. -
Различают две основные разновидности лабиринтов — с одно-
сторонним расположением гребней (рис. 84, а) и с двусторонним
Рис. 84. Разновидности лабиринтового уплотнения: а —
уплотнение с односторонним расположением гребней; б —
уплотнение с двусторонним расположением гребней
S)
(рис. 84, б). В первом случае движение потока прямолинейное,
во втором — с поворотом струи на 180°.
Размеры лабиринтовых канавок и зазоры для герметизации
можно подбирать методом Н. А. Спицина [74] по величине коэф-
фициента сопротивления <р,
выражающего потери энер-
гии в протекающей среде
в долях от живой силы на
входе в лабиринт.
Чем больше величина без-
размерного коэффициента со-
противления q>, тем больше
потери энергии при проте-
кании сквозь уплотнение
жидкости или газообразной
Рис. 85. Изменение ф от отно- Рис. 86. Разновидности кольцевых
I выточек s в лабиринтах
шения — г
среды и тем надежнее уплотнение. Для лабиринта из одной ка-
меры при отношении в пределах от 0 до 20 будем иметь ср =
= 0,0287 — .
з
150
Значения > 20 в практике встречаются редко. Для малой
ширины камеры I (меньше ширины свободной струи) значение ср
в зависимости от отношения определяется графиком (рис. 85),
построенным при — = const.
Обычно принимают s = 0,25~г-0,5 мм; для крупногабаритных
быстроходных валов s = 0,5ч-1 мм. Количество камер г и их
размеры Ь и I выбирают так, чтобы коэффициент <робщ = Ф1 +
+ Ф2 4-. . '. получился наибольшим.
На рис. 86 представлены различные варианты (/—5) кольцевых
выточек, выполняемых на поверхности поршня при запирании
сжатого газа.
Проведенные исследования [26] указанных выточек при уплот-
нении сжатого воздуха показали, что форма лабиринта имеет
сравнительно малое влияние на герметичность такого уплотнения.
Наилучшие результаты показал вариант 5, имеющий к тому же
легкообрабатываемый профиль. Потери газа сильно зависят от
величины диаметрального зазора в сопряжении поршня с ци-
линдром.
Приближенный расчет утечки газа и жидкости можно произ-
водить аналогично принятой выше методике для металлических
поршневых колец.
Трение в лабиринтовых уплотнениях небольшое. Зазоры между
цилиндром и поршнем должны быть малыми.
28. СРАВНИТЕЛЬНЫЕ ДАННЫЕ
О РАБОТЕ УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
ДЛЯ СОЕДИНЕНИЙ С ВРАЩАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
Допускаемые давления
На рис. 87 представлены сравнительные расчетные данные о ве-
личине допускаемых давлений для различных разновидностей
уплотнений в зависимости от скорости вала, полученные для
вала диаметром 70 мм с учетом опытных данных.
Кривая 1 изображает зависимость рабочего давления от ско-
рости вала для армированной манжеты (ГОСТ 8752—70). Кривая 2
показывает допускаемое среднее контактное давление для тор-
цовых уплотнений. Материалы уплотнительного и опорного ко-
лец — латунь и сталь. Наружный диаметр уплотнительного
кольца 85 мм, внутренний — 75 мм.
Кривая 4 изображает допускаемое давление жидкости для
центробежного уплотнения, имеющего наружный диаметр диска
D — 2d = 140 мм.
Кривая 3 изображает допускаемое рабочее давление жидкости
при применении винтоканавочного уплотнения. Допускаемое
151
давление сильно зависит от вязкости жидкости: чем больше вяз-
кость жидкости и скорость вращения вала, тем выше допускаемое
давление.
Как видно из этого рисунка, при малых скоростях вращения
вала, например до 1 м/с, можно эффективно запирать жидкость
под давлением до_ 100—200 кгс/см2 при применении торцовых и
манжетных уплотнений, а также уплотнений резиновыми коль-
цами. Для повышения долговечности уплотнений целесообразно
применение наклонно установленных резиновых колец, а также
Рис. 87. Изменение предельных давлений в зависимости от скорости вала для
различных уплотнений:
1 — армированное манжетное (ГОСТ 8752—70); 2 — торцовое (сталь — латунь); 3 —
винтоканавочное (веретенное масло, t = 30° С); 4 — центробежное (R = 2г0); 5 — винто-
канавочное (масло веретенное, t = 50° С); 6 — гидродинамическое с деформируемой втул-
кой
торцовых уплотнений с подводом смазки (эксцентричных и гидро-
динамических).
При скорости вращения валов свыше 10 м/с может быть эффек-
тивным применение гидродинамических винтоканавочных, цен-
тробежных, торцовых и кромочных уплотнений.
Чем выше скорость вращения вала, тем выше запираемое давле-
ние, которое обеспечивают эти уплотнения. Хорошие результаты
при напряженных рабочих режимах показывают торцовые уплот-
нения с эксцентрично установленными кольцами.
Особое место занимает гидродинамическое уплотнение с де-
формируемой втулкой и гидродинамическое торцовое уплотнение
с запланированным отводом небольшого объема жидкости для
обеспечения жидкостного трения, при котором вне зависимости
от скорости вала можно запирать любое высокое давление.
Указанные кривые являются ориентировочными. Относитель-
ное положение центробежных и винтоканавочных уплотнений
может изменяться в зависимости от вязкости жидкости, размеров
и конструкции уплотнений.
152
Удельные потери мощности в уплотнениях
Необходимо отметить, что с увеличением скорости вращения
вала резко увеличиваются потери мощности, расходуемой на прео-
доление сил трения в уплотнениях. Различные уплотнения имеют
разные удельные потери.
На рис. 88 представлены сравнительные данные о величине
потери мощности в зависимости от скорости вала, отнесенные
Рис. 88. Сравнение удельной потери мощности для раз-
личных уплотнений (для торцовых вместо р принято р'):
1 — армированное манжетное; 2 — центробежное (масло
АМГ-10, t= —10° С); 3 — терцовое; 4 — центробежное (ве-
ретенное масло, t ~ 30° С); 5 — винтоканавочное
к единице давления рабочей жидкости определенной исходя
из предельно допустимого давления р.
Как видно из этого рисунка, наибольшие потери с увеличением
скорости имеют манжетное, торцовое и центробежное уплотнение.
Наименьшие потери имеет винтоканавочное уплотнения.
Данные о величине утечки жидкости через радиальные кон-
тактные уплотнения и их долговечности приведены ниже.
Глава V
ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ЗАЩИТА
КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ
29. ЗАЩИТА КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Гидродинамическая защита контактных уплотнений — это но-
вый этап в совершенствовании уплотнений. С ее помощью
можно осуществить длительные напряженные режимы гидравли-
ческих агрегатов при высоких значениях к. п. д.
Рис. 89. Схема гидродинамической защиты кон-
тактных уплотнений
Для защиты уплотнений целесообразно использовать суще-
ствующие гидродинамические уплотнения (щелевые, центробеж-
ные и винтоканавочные). Однако желательно создание новых,
таких как:
1) гидродинамические уплотнения с отводом небольшого
объема жидкости из полости уплотнений, в которых утечка жид-
кости ограничивается специально создаваемым гидравлическим
сопротивлением при протекании жидкости в малом зазоре;
2) гидродинамические торцовые уплотнения с использованием
подъемной силы масляного клина.
Гидродинамические уплотнения с отводом жидкости могут при-
меняться самостоятельно, а также для защиты контактных уплот-
нений.
Центробежные и винтоканавочные уплотнения могут приме-
няться только при высоких окружных скоростях и ограниченном
давлении, например, при цвала = 20-4-50 м/с и р 20 -4-100 кгс/см2.
Гидродинамические уплотнения обеспечивают высокую дол-
говечность при самых напряженных режимах работы.
154
Отдельные случаи применения гидродинамических уплотнений
с отводом жидкости в технике известны. На рис. 89 был показан
простейший случай отвода части жидкости из полости уплотнения
в гидроцилиндрах станков, в центробежных и других на-
сосах.
Для уменьшения наружной утечки иногда применяют не-
сколько камер контактных уплотнений, из которых отводят про-
текшую жидкость [9]. В ряде случаев только гидродинамические
уплотнения позволяют снизить утечку до необходимого уровня.
Например, только применение отвода жидкости, введение
смазки и охлаждения, а также использование металлических
уплотнений позволили добиться удовлетворительной работы цен-
тробежных насосов при значительных числах оборотов.
Ниже излагаются основы защиты уплотнений и результаты ис-
следований, посвященных применению ее в гидравлических
устройствах.
30. ЭФФЕКТИВНОСТЬ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ЗАЩИТЫ
КОНТАКТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Рассмотрим гидродинамическую защиту уплотнений за счет
частичного отвода жидкости перед уплотнением и определим
возможную степень понижения давления в полости уплотнения,
достигаемую с её помощью.
На рис. 89 показана схема агрегата с возвратно-поступатель-
ным движением с применением защиты уплотнений.
Жидкость, находящаяся в цилиндре под давлением р, проходит
через щелевое уплотнение с площадью зазора 8г и попадает в по-
лость контактного уплотнения. Чтобы снизить давление перед
контактным уплотнением, жидкость направляется по перепуск-
ному трубопроводу площадью S2 в сливную полость. Поэтому
давление ру значительно меньше р.
При истечении жидкости через кольцевой зазор возможно
турбулентное или ламинарное движение.
Эффективность гидродинамической защиты
при турбулентном истечении жидкости в зазоре
отношение -у- при турбулентном истечении жид-
кости.
Уравнения перепадов давлений:
уравнение непрерывности потока
<$1/4 “ ^2^2*
155
Решая эти уравнения, получим:
P = Py+fcV“b
Р __ 1 I
Ру ^2 \ 51 /
(Н9)
Следовательно, эффективность защиты уплотнений зависит от
отношения площадей и коэффициентов гидравлического со-
противления ~.
Рис. 90. Изменение от — при
Р *1
4
турбулентном истечении (а) и от
при ламинарном истечении (б):
1 - 2 - = 5; 3-41- =
«2 "2
-20; 4------= 1/30; 5 — -А_ == 1/10;
L»2 1^2
Зависимость от указанных величин представлена на
рис. 90, а.
Как видно из этого графика, с помощью частичного отвода
жидкости можно понизить давление в полости уплотнений, на-
пример, в 5—10 и более раз по сравнению с давлением в рабочем
цилиндре. Величина отводимой жидкости должна учитываться
при расчете, гидравлического агрегата.
156
Эффективность гидродинамической защиты
при ламинарном истечении жидкости в зазоре
Перепад давлений в зазоре (рис. 89), вызванный потерями на
жидкостное трение,
12i]QyL
Др = р —ру = Л(/5з
Перепад давлений в отводящем канале или трубопроводе
128г$у£2
ру~р2== ’
где L2 — длина соединительного трубопровода; d2— внутрен-
ний диаметр трубопровода; Qy—объем протекающей жидкости.
Приняв р2 = 0, получим
у-=1+<12°)
Ру \ JL/g J
т-ч . Ру ^2 L
График изменения в зависимости от и -j— при лами-
нарном истечении представлен на рис. 90, б.
Как видно из графика, и в этом случае вполне возможно на-
дежное понижение давления перед уплотнением в 5—10 и более раз.
Определение расхода жидкости при частичном отводе
при турбулентном движении жидкости в зазоре
Из уравнения непрерывности потока получим
1^1 *^2^2 Qy*
Подставляя значение и2 в выражение ру, имеем
____________________/ Qy\2
Выражая Qy и подставляя значение ру из уравнения (119), по-
лучим
Qy=s2 уГ ’
Утечка жидкости пропорциональна ]/ р.
При ламинарном истечении утечка пропорциональна давлению.
Учитывая производительность гидронасосов QrH от 9 до
780 л/мин и допуская утечки Qy до 10% от QrH при перепаде давле-
ний Др от 200 до 1000 кгс/см2, получаем сравнительно малые
значения допускаемых зазоров, в отдельных случаях трудно
технически реализуемые.
157
Чтобы сделать приемлемым частичный отвод жидкости из по-
лости уплотнений для различных агрегатов, необходимо иметь
малые утечки, допустимые для изготовляемых машин, решить
задачу уменьшения и регулирования утечек, с тем чтобы при уве-
личении давления утечки практически не увеличивались. С этой
целью нами было предложено и исследовано гидродинамическое
уплотнение с деформируемой втулкой и частичным отводом
жидкости.
31. ЩЕЛЕВОЕ УПЛОТНЕНИЕ
С РЕГУЛИРУЕМОЙ УТЕЧКОЙ
Гидродинамическое уплотнение с деформируемой
втулкой и с частичным отводом жидкости
Гидродинамическое уплотнение предназначено для запирания
жидкости высокого давления (например, до 1000 кгс/см2) в подвиж-
ных соединениях при длительной непрерывной работе. Через
гидродинамическое уплотнение заранее предусматривается про-
текание незначительного объема жидкости, необходимого для
обеспечения жидкостного трения в подвижном соединении (для
работы без нагрева и получения высокого к. п. д. агрегата).
В уплотнении для регулирования объема утечки жидкости ис-
пользуется разность наружного и внутреннего давлений на поверх-
ностях металлической втулки.
На рис. 91 изображено гидродинамическое уплотнение штока и
поршня. Рассмотрим уплотнение штока.
Для уплотнения используется металлическая (например, ла-
тунная) втулка 4, которая на неподвижной поверхности уплотнена
резиновым кольцом круглого поперечного сечения 5 и таким же
кольцом 2.
К наружной поверхности через отверстия 3 в кольцевой про-
точке 6 подводится рабочая жидкость с давлением рх. Втулка
изготовлена с минимальным зазором (по обмеру штока), через этот
зазор и устремляется запираемая жидкость.
Часть проходящей между штоком и втулкой жидкости прохо-
дит через отверстия 3, заполняет пространство между втулкой и
стенками цилиндра и создает давление Остальная жидкость
проходит в специальный сборник и по соединительной трубке
отводится обратно к насосу.
Для предохранения от вытекания жидкости наружу по штоку
в левой части втулки 4 в специальной канавке располагаются
контактные уплотнения 1 и 7, которые работают при давлении,
близком к атмосферному. При другом способе удаления проника-
ющей через зазор между втулкой 4 и штоком жидкости уплотне-
ния 1 и 7 могут не применяться, втулка 4 при этом будет меньшей
длины.
158
При течении жидкости в малом зазоре — между втулкой 4
и штоком — происходит потеря давления по длине втулки. При
этом на некотором расстоянии по длине втулки создается поло-
жительная разность давлений р± и действующих на втулку
изнутри (примерная эпюра распределения указанных давлений
по длине втулки приведена на рис. 91).
По мере увеличения давления в цилиндре увеличиваются раз-
ность давлений рх— рх на участке за отверстиями 3 и прогиб
втулки, зазор же между втулкой и штоком уменьшается.
Необходимая разность давлений на наружной и внутренней
поверхностях втулки 4 в зависимости от рабочего давления р
Рис. 91. Уплотнение с деформируемой втулкой для поршня и штока
и размеров втулки может регулироваться изменением размера 119
определяющего положение проточки 6 и отверстий 3.
Для высоких давлений, например свыше 300 кгс/см2, избыточ-
ное давление становится большим и во избежание появления
нагрева уплотнения и цилиндра необходимо увеличивать размер Zx.
Для малых давлений (до 200 кгс/см2) целесообразно увеличи-
вать разность давлений за счет уменьшения размера 1г или даже
вообще не делать соединительных отверстий 3, а обеспечить доступ
жидкости под давлением р в полость между втулкой 4 и стенками
цилиндра путем удаления уплотнительного кольца 5 из кон-
струкции.
Примерные соотношения -j- = 0,4н-1. Меньшие значения
отношения принимают для больших размеров d
1 ( 2 __L \ т
11 ~ \ 3 ’ 4 ) L'
Очень важно применение предлагаемого уплотнения для соеди-
нений с вращательным движением. В этом случае втулка не должна
жестко закрепляться в корпусе, так как вал имеет некоторое
биение.
Регулируя объем утечки жидкости, следует добиваться того,
чтобы отводилось через уплотнение столько жидкости, сколько
нужно для обеспечения жидкостного трения, т. е. чтобы не было
нагрева гидравлического агрегата.
159
Согласно экспериментам для штока диаметром 70 мм утечка
жидкости через соединение втулки со штоком для давлений в ин-
тервале от 0 до 600 кгс/см2 не превышала 45 см3/мин, что является
пренебрежимо малой величиной по сравнению с производитель-
ностью гидронасоса.
Применение упругой деформируемой втулки весьма значи-
тельно уменьшает утечку жидкости через зазоры, особенно при
больших давлениях (например, до 500—1500 раз в зависимости
от величины зазора). Утечка уменьшалась с увеличением давле-
ния, что является весьма
ценным свойством этого
уплотнения.
Характер изменения утеч-
ки в зависимости от давле-
ния согласно опытным дан-
ным представлен ниже.
При испытании предла-
гаемого уплотнения потери
на трение штока о втулку
были очень малы.
Рис. 92. Схема уплотнения с дифферен-
циальным поджатием втулки
Нагрева гидравлического агрегата при отрегулированном по-
ложении соединительных каналов не наблюдалось. Живучесть
наружного уплотнения (резиновое кольцо 7), работающего при
давлении, близком к нулю, является практически неограниченной.
Гидравлический агрегат с таким уплотнением может работать
при любом давлении любое время без непредусмотренной наружной
утечки.
Кроме описанного выше, возможны и другие пути выполнения
гидродинамического уплотнения, в котором площадь поперечного
сечения зазора, регулирующего истечение жидкости, уменьшается
с увеличением давления, например с помощью создания местной
деформации за счет применения дифференциального уплотнения
(рис. 92), с помощью расклинивающей втулки и др.
Использование указанного уплотнения открывает возможности
для дальнейшего усовершенствования гидравлических устройств,
кроме того, оно может найти применение во всех отраслях техники,
где требуется напряженная длительная работа уплотнения, на-
пример в гидроцилиндрах тяжелых продольно-строгальных и
протяжных станков, гидрооборудовании металлургических про-
катных станов; гидравлических тормозах и во многих других
случаях.
Утечка жидкости в зазоры гидродинамического
уплотнения с деформируемой втулкой
Заданы размеры втулки rB, rH, L, и исходный радиальный
зазор so (рис. 93).
Требуется определить величину утечки жидкости Qy через
зазор в зависимости от давления жидкости в гидроцилиндре р.
160
Учитывая устанавливающиеся под давлением жидкости малые
зазоры, считаем, что истечение будет ламинарным.
В этом случае утечка жидкости будет равна
(121)
или
Qy = CiS_np Др?
где Сх = Л Ло (1 + 0,003р); т] — динамический коэф-
фициент вязкости при давлении р; т]0— динамический коэффи-
Рис. 93. Схема к расчету уплотнения с деформируемой втулкой
циент вязкости при атмосферном давлении; d — диаметр штока;
s2np — приведенное (эквивалентное) значение радиального за-
зора, соответствующее сечению на выходе жидкости из втулки,
учитывающее потери по длине зазора между втулкой и штоком;
Др — потери давления по всей длцне втулки на трение жидкости
в зазоре и изменение скоростного напора.
Коэффициент 1гэ учитывает эксцентричное положение штока
относительно втулки (кэ 1-?-2,5).
Согласно уравнению Бернулли применительно к вязкой
жидкости
Др = р —р2 = ^ + Др/ = ДрР+Др/, (122)
где Дра — потери давления на изменение скоростного напора;
Др/ — потери давления на трение жидкости в зазоре.
Как показывают эксперименты, потеря давления на изменение
скоростного напора (вследствие малого значения Qy) является
очень малой и для дальнейших расчетов принимаем
Др bpf р.
1G1
Г. В. Макаро
В этом случае уравнение утечки жидкости напишем в сле-
дующем виде:
Qy = C1s2nPp. (123)
Величина зазора между втулкой и штоком будет изменяться
с изменением давления. Для установления зависимости между
величиной зазора и давлением воспользуемся уравнениями Ляме
для полых цилиндров [41]. Относительная тангенциальная де-
формация
_дгв
•
'В 'В
Согласно уравнениям Ляме
2 рв 2г2н + г2 2 Р/н 1 _
3 £ г2 2 Е г2 —г2 ЗЕ 2'
н в н в
Знак у 8/ указывает: плюс — на увеличение диаметра втулки»
а минус — на уменьшение диаметра.
Приняв о2 = —р, можно написать
&t — С2рв — ^зРн + (124)
где
о „2 । —2 «.2
z-> __ 2 2гн + гв . — _____ 2 гн . р ______________ 1.
°2 ~ ЗЕ г2 — г2 ’ °3 — Е г2 ’ 4 — ЗЕ ’
Н В Н В
Е — модуль нормальной упругости для втулки (латуни или
бронзы).
Давление на наружной поверхности втулки
Р« = Pi = Р — Api-
Давление на внутренней поверхности втулки
Рв = Рх = Р — &рх.
Потеря давления в зазоре на длине х от края втулки
12т]Х<Эу
Kgiiaij, п р
sXnp — приведенный зазор на длине х.
Потеря давления в зазоре на длине 1г от края втулки
Api
12T)/xQy
162
Подставляем значения рн и рв в уравнение относитёльной дефор-
мации (124)
~ С2 (Р — ^Рх) — С3 (р — Api) + С4р =
— (С2 С3 С4) р С2 &рх 4~ С3 &Р1 =
~ С&Р С2 ^Рх 4"* С3 Др1,
где
С5 = С2 --- 6*3 4“ С4.
Подставляем значения Дрх и Дрх
“ ^^Inp
— С х
Ga S3
1 пр X пр
^1 Г х
_ 2s^
X пр i
__r C-№\xQy 12T)GQy _
..Ср i 12^у (с
- Ьър + k3nd ^3 s3
= C6p + CeQy (c3
\ Slnp
(125)
где
• _ 12т1 = 1
6 k37td CrL
Для среза втулки в конце истечения жидкости при х = L
относительная тангенциальная деформация
е,. = с,р+аду/^-^
\ й1пр &2пр
Значение зазора в конце втулки при х = L (считая, что давле-
ние р действует по всей наружной поверхности втулки на длине L)
s2 = S0 -}" 8/2Гв,
где Sq — первоначальный зазор при сборке между втулкой и
штоком.
Учитывая значения е^, получим
S2 = si + С5ГвР + C6rBQy / 4k _
\ ^1пр $2пр
или
$2 = So + Cqp + CeQy ----------\ 9 (126)
\ slnp s2np J
где C7 = C3 = C6rB.
В случае нагрева втулки
s2 = ST 4“ 8/2rь,
163
где
2sT = 2s0 + (ап — ац) d At;
Oi$2npP —
^8
здесь ап, ац — коэффициенты линейного расширения материала
поршня и цилиндра.
Из уравнения (126)
Q —_____s2 so fiP Н271
г ( Са1г C2L
8 7--------7“
\ 1пр ь2пр
Приравнивая уравнения (123) и (127), имеем
°2 S0 —
C3*i__C2L
еЗ сЗ
Ь1пр znp
Отсюда $2:
CtC3s32npp I -^1— = S2 - So - С7р;
\ Slnp S2np у
СiCaC3/i [ 2пр р — CiCzC^Lp = S2 —So — C?PJ
\ sinp /
C9(4^)3 + cJp-s2 + s; = O, (128)
L \ sinp / J
где
Cg — C Сю — C7 C 2CSL.
Рассмотрим значение (. Для оценки влияния измене-
' sinp /
ния величины зазора приближенно принимаем зазор состоящим
из двух конусов, сужающихся в сторону истечения жидкости
(рис. 94). С учетом эквивалентности потерь на трение жидкости
в коническом зазоре и приведенном цилиндрическом зазоре при
сохранении одинаковых значений расхода жидкости Qy и потерь
давления в зазоре Др ранее было получено выражение приве-
денного зазора
s
пр
(sT Sp)2 S^ 3
7~i
4" ~2 SP
где применительно к нашему случаю для первого конуса
sT = «i и sT + sp = s0.
164
Подставляя новые значения для сечения на расстоянии %,
получим
Sxnp
2sosx У
/о + sx /
При X = I
_ гг^х)2 1з
1пр Lso + siJ *
Значение общего приведенного цилиндрического зазора для
всей втулки s2np, вызывающего эквивалентные потери давления,
Рис. 94. Изменение зазора по длине втулки: а — по принятой схеме; б — по
экспериментальным данным при з0 = 5-10—3 см коэффициент k — 1/2:
/ — р = ЮО кгс/см2; 2 — р — 200 кгс/см2; 3 — р = 400 кгс/см2; 4 — р = 500 кгс/см2;
5 — р = 600 кгс/см2; 6 — р — 700 кгс/см2
определим, учитывая, что под действием соответствующих давле-
ний реальный зазор принимает по длине втулки форму, которая
приближенно может быть заменена двумя конусами длиной /х и /2.
Потери давления на длине втулки определяются уравнением
А 12чОу С dl 12nQy / f dl . f dl I
= J s
0 1 \o 1 о 1 J
Учитывая ранее сделанные выводы, можно написать
L
1= f dl _ /х . 1г
I s3 — s3 s3 ’
у sl ь1пр ®2кпр
где sXnp — приведенный зазор, учитывающий потери давления
в первом коническом зазоре длиной /х; s2Knp—приведенный
зазор, учитывающий потери давления во втором коническом
зазоре длиной /2.
6 Г. В. Макаров
165
Искомый зазор
82пр=(т)3 ’
где
, I , г______4к.пр^ + 4прг2
1 -г 1 — -3—~з ;
51прь2к.пр
Тогда
L _ 181пр4к.
1 4прг2 + 52к.пр*1
Откуда
________ SlnpS2K.np£ 3
32пр —__j ,
(Slnp^+S2K.npG)3
(129)
где
Установим связь между величинами s0, sx и s2. Радиальный
зазор между втулкой и штоком на расстоянии х от среза втулки
$х ~ *0 “Ь «/Л-
Имея в виду уравнения (125) и (126), можно написать
S0 = S0 + С7Р + CgCg/i = $0 + С7Р + £ц у
Slnp Slnp
где Cii =
sx = s0 + Cqp 4- C8C,h — C8C2li = sq 4~ Cip 4~ £12 ,
Slnp slnp Slnp
где C12 — CVi (C3 Сг)>
s2 = So 4" ^7p ~Ь ^8^1/1 — C8CzL ~~~ .
Slnp S2np
Но согласно уравнению (123) = Схр, тогда
S2 пр
s2 = s0 4~ (^7 — CxC^C^L^) p 4~ ,
Slnp
или
s2 = So 4" C10P 4" £11 •
Slnp
Выражая имеем
S1 пр
Qy so — S0 — С7Р S1 — S0 — _ S2~ S0 — ^Ipp
Sjnp ^12 C11
Из этого уравнения следует
S1 — S0 C7P S2 — S0 — C10P
^12 Cll ’
откуда
Si = —(s% — So — Сюр) Ц- So ~Ь ^7P = 7^"$2 4~
G11 G11
+(1
x G11 / X G11 /
ИЛИ
Si = C13 — S2 4~ C14S0 4“ CisP>
где
c _____ £12 C _______ 1 Ql2 _____ 1 С C* ___________ Г* ^10^12
° 13 — ~c~ ; ° 14 — 1 ~c— — 1 U13 : '-'15 — G7-----------r
U11 un ’ ь11
S0 — S0 — ^7P == s2 — So — CloP.
Откуда
so ~s2 C1Qp 4~ C7p = s2 4~ (£7 — £10) Pi
или
So — s2 4~ ^1бР>
где Cis — C7 Сю.
В результате проведенного исследования получена система
уравнений:
Qy — CiS2npP't
S2 = So + c7p + C8Qy f-b£'
\ Inp S2np
1
_ r 2 (M1)2 -1 3 .
tap “ L So+»1 J ’
1
q ___ SinpS2K. np'k
(130)
(rfnpl2 + sL. npM 8
s0 — s2 C16p;
si = C13S2 4" C14S0 4- C15P.
6*
167
Число уравнений соответствует числу неизвестных. При реше-
нии получаем алгебраическое уравнение высшего порядка. В даль-
нейшем примем приближенное решение его методом постепенных
приближений.
При решении уравнений (123) и (126) была получена следующая
зависимость:
С9 + Сю] Р — s2 -j- Sq — 0.
\sinp / J
Зная Sq, задаемся величиной s2. По уравнениям (130) производим
вычисления s0, sx, sInp, s2K.np, s2np, вычисляем безразмерный
параметр К — и по уравнению (128) определяем уточненное
sinp _
значение $2, которое обозначим $2.
Принимая вместо s2 полученное значение s2, повторяем вы-
числения, добиваясь совпадения s2 и s2.
По полученным окончательно значениям s2 и s2np определяем
Qy, соответствующее данному р0, Sq и определенным параметрам
втулки и штока.
Задаваясь последовательно разными давлениями жидкости,
вычисляем значения Qy, s2, sx, s0, К. и строим графики интересу-
ющих зависимостей.
Максимальное значение давления жидкости, при котором зазор
становится равен нулю, определим из уравнения (128). Положив
s2 = 0 и -Vs2 = 0, получим
sinp
g
Рпред= (131)
При решении необходимо учитывать следующие возможные
случаи нагружения втулки.
1. Давление жидкости действует по всей длине наружной и
внутренней поверхностей. В этом случае расчет ведется по указан-
ной выше схеме.
2. Наружное давление жидкости действует не по всей длине
втулки /3 < /2 (рис. 95).
В этом случае благодаря поддерживающему действию нена-
груженного внешним давлением участка втулки фактический
зазор s2 будет больше зазора s2, вычисленного без учета ненагру-
женного участка.
Принимая приближенную зависимость
So — $2 = (so — s2)/e', (132)
j* и 1
в которой на основании опытных данных можно принять к у,
168
о
получим предельное давление рпред =-----при котором зазор
исчезает.
В этом случае при решении уравнения (128) задаемся величиной
фактического зазора s2 и по этой величине определяем s0, sb
$inp, «2пр, К- Подставляя в уравнение (128) найденное значе-
Рис. 95. Схема гидродинамического уплотнения при
неполном действии давления по длине наружной по-
верхности (а) и внутренней поверхности (б)
ние Д, определяем величину s2, а по уравнению (132) — s2, до-
биваясь совпадения s2 и s2.
3. Внутреннее давление действует не по всей длине втулки
/2 < /4 (рис. 95). В этом случае фактический зазор s2 будет меньше
зазора s2, вычисленного при наличии нагрузки по всей длине
внутренней поверхности.
Пользуясь уравнением (132), необходимо принять k' > 1.
Таким образом, оставляя ненагруженный участок на наружной
или внутренней поверхности, можно увеличивать или уменьшать
величину зазора по сравнению с исходным вариантом.
Это позволяет в зависимости от заданных размеров втулки и
рабочего давления дополнительно, кроме изменения положения
соединительного канала, определяемого размером /х, управлять
величиной утечки жидкости через соединение.
На основании полученных зависимостей выполнен анализ
действующих гидродинамических уплотнений при возвратно-
169
поступательном движении штока и приводится сравнение расчет-
ных и опытных данных.
На рис. 96 представлена зависимость утечки жидкости от
величины зазора so, давления и температуры жидкости.
При = 25-10“3 мм, давлении свыше 300 кгс/см2 зазор начи-
этом возникает прижатие втулки
к штоку и сильный нагрев
нает быстро уменьшаться, при
Рис. 96. Изменение утечки жидкости че-
рез гидродинамическое уплотнение при
различных значениях радиального зазора
и температуры:
1 — Sq = 50-10”4 см, t = 60° С; 2 — s' =
= 50-10“4 см, /=20° С; 3—sQ = 25Ю~4 см,
t = 60° С; 4 — Sq = 25-10“4 см, t = 20° С
уплотнительного узла.
Вследствие нагрева зазор
между втулкой и штоком не-
сколько увеличивается, вяз-
кость масла уменьшается,
Рис. 97. Зависимость безразмер-
ного коэффициента /С от давления
жидкости:
/ — Sq — 50* 10~”4 см; 2 — Sq=s
= 25-10~< см
вследствие чего при опытах
происходит некоторое увели-
чение утечки жидкости.
С увеличением зазора утечка резко возрастает. Однако для
каждого зазора существует определенная область давлений, при
которых утечка будет незначительной. Следовательно, для за-
данного давления и конструкции втулки необходимо установить
оптимальное значение исходного зазора Sq.
При заданной конструкции уплотнения величина утечки зави-
сит только от исходного зазора s'o и вязкости масла т], так как коэф-
фициенты С9, С1о, С13, С14 и С15 не зависят от С\, а следовательно,
И ОТ Т].
На рис. 94, б представлено изменение зазоров по длине втулки
в зависимости от давления. До соединительного канала (со стороны
давления) зазоры больше исходного, а в сторону утечки жидкости—
меньше исходного.
На рис. 97 представлено изменение безразмерного параметра
X = в зависимости от величины зазора и давления. Зна-
slnp
170
чение К при изменении давления от 0 до рпред уменьшается от 1
до 0.
Щелевые уплотнения при малых зазорах чувствительны к пере-
косам направляющих деталей и склонны к заеданиям.
32. ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЕ УПЛОТНЕНИЕ
С ДЕФОРМИРУЕМОЙ ВТУЛКОЙ
ДЛЯ ВРАЩАЮЩИХСЯ ВАЛОВ
На рис. 98 изображено уплотнение, подвергавшееся испыта-
ниям для соединений с вращающимся валом.
Уплотнение состоит из плавающей втулкц (бронза Бр.АЖ 9-4),
имеющей возможность свободно перемещаться в радиальном на-
правлении. Полость между корпусом и втулкой уплотнена с по-
мощью манжетного уплотнения
(ГОСТ 8752—70) при снятой
пружине. Торец втулки при-
терт к графито-баббитовому
упорному кольцу, образуя при
этом торцовое уплотнение. Нор-
мально втулка находится в не-
подвижном состоянии. Заплани-
рованная утечка жидкости про-
исходит между внутренней по-
верхностью втулки и валом.
Если же давление жидкости
превышает допустимое, то при
обжатии втулки, происходящем
из-за разности давлений, со-
прикасаются микронеровности
ее и вала, и втулка начинает
вращаться. При этом резко воз-
растает сопротивление враще-
нию вала и^ температура уплот-
Рис. 98. Гидродинамическое уплотне-
ние с деформируемой втулкой
нительного узла.
Первоначальный диаметральный зазор между валом и втулкой
был принят 0,04—0,07 мм.
Зависимость утечки жидкости через уплотнение с деформируе-
мой втулкой в зависимости от рабочего давления и числа оборотов
вала представлена на рис. 99.
Из графика видно, что при давлении жидкости от 0 до 50 кгс/см2
и числе оборотов вала от 0 до 2500 об/мин (9,2 м/с) утечка не
превосходила 310 см3/мин, что является весьма малой величиной.
При дальнейшем увеличении давления утечка резко падает. С уве-
личением числа оборотов вала утечка возрастает (диаметр вала
70 мм, наружный диаметр втулки 76 мм, диаметральный зазор
между валом и втулкой при сборке 0,04—0,06 мм, масло веретен-
ное АУ. t = 17° С).
171
Как видно из результатов испытаний, данная бронзовая втулка
может успешно использоваться при давлениях 50—60 кгс/см2.
Для более высоких давлений необходимо изменить размеры втулки.
Максимальное давление, допускаемое деформациями втулки
(до выбора зазора), может быть определено по ранее выведенной
зависимости
so
Рпред = ^'С10 ’ (133)
где
р ___р Р г г j . г* л-, 2 2гн гв
Чо - Ч — ЧЧЧЬ, ; °2 - ЗЕ "72”Z7f ’
C8 = C6rB; се= = С7 = Съгв, С5 = С2 — С3 4- С4;
Рис. 99. Зависимость утечки
жидкости через уплотнение
с деформируемой плавающей
втулкой от рабочего давления
и числа оборотов вала в ми-
нуту:
1 — п = 0; 2 — п = 500 об/мин;
3 — п в 1500 об/мин; 4 — п =
2500 об/мин
После подстановки соответствующих
значений коэффициентов получаем
__ ( 1 2гн гв
10 ~ \ 3 ~ г2 — г2 I Е ’
X 'н В >
Давление, при котором выбирается за-
зор,
_________5рЕ
Рнред- / 2г2
ъ г I н
k В\г2-Г2
X н в
Подставляя значения входящих вели-
чин, получим
Рпред
25-10“4-1,15- 10е
2-3,82
3,82 — 3,52
59 кгс/см2.
(134)
Учитывая, что k' 1 и возможны колебания модуля нормальной
упругости для бронзы Е = (0,85н-1,15)106 кгс/см2, имеем довольно
точное совпадение с опытными данными. В нашем случае, ска-
зывается также имеющееся ограничение в прогибе втулки (бла-
годаря упору ее в торец кольца), вследствие чего k’ 1. Другие
возможные конструктивные решения уплотнения с деформируе-
мой втулкой представлены на рис. 100.
На рис. 100, а представлена примерная схема соединения,
содержащая манжетное неподвижное уплотнение и подвижное
172
торцовое уплотнение, работающее при малых давлениях жидкости.
На рис. 100, б показано щелевое уплотнение, выполненное
в виде плавающей кассеты.
Рис. 100. Схемы применения щелевого уплотнения
в сочетании с торцовым уплотнением: а — щелевое
уплотнение в виде плавающей втулки с манжетами;
б — щелевое уплотнение в виде плавающей кас-
сеты; в — щелевое уплотнение в виде плавающей
втулки
На рис. 100, в изображено соединение, состоящее из плавающей
втулки, манжетного и торцового уплотнений.
Материал втулки может быть бронза, латунь и другие, исклю-
чающие появление задиров при случайном трении в паре с метал-
лом вала.
33. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТОРЦОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
При работе торцовых уплотнений со скоростью вала 5—10 м/с
допускаемое среднее контактное давление при длительной работе
обычно не превосходит 15—20 кгс/см2.
173
При повышении давления происходят значительное повышение
температуры поверхностных слоев, разрушение масляной пленки,
разделяющей неподвижную и вращающуюся детали уплотнения,
и задиры рабочих поверхностей, вследствие чего уплотнение вы-
ходит из строя.
Для устранения этих недостатков с целью повышения приме-
няемых давлений при высоких скоростях вращения вала целе-
сообразно ввести гидродинамические торцовые уплотнения с под-
водом смазки рабочих поверхностей за
счет течения жидкости в клиновом
ступенчатом зазоре (рис. 101).
С-С( 1 вариант)
или
С-С (гвариант)
Рис. 101. Схема гидродинамического торцового уплотнения при одностороннем
направлении вращения с клиновым и ступенчатым вариантами канавок
Так как жидкость, протекающая в зазоре, соединена с осталь-
ным объемом жидкости, находящейся в уплотнении, то создаются
благоприятные условия для уменьшения разогрева рабочих по-
верхностей и температуры в масляной пленке.
На рисунке дана схема уплотнения для одностороннего направ-
ления вращения. Как показывают расчеты, допускаемое давление
для гидродинамических торцовых уплотнений при длительной
работе может быть значительно повышено при сравнительно про-
стой и компактной конструкции уплотнительного устройства.
Через канавки а происходит подвод жидкости к клиновым зазорам.
На рисунке показано примерное распределение давления жид-
кости по радиусу опорной поверхности (от точки А до точки В)
и по средней окружности опорной поверхности (сечение С — С).
Благодаря наличию радиальных каналов, нормальных к на-
правлению движения, связанных с полостью масла, смазка
в уплотнении все время возобновляется и при соответствующей
клиновой форме зазоров создается подъемная сила, способствую-
щая обеспечению- жидкостного трения.
От утечки наружу жидкость удерживается цилиндрическим
пояском. Клиновые канавки лучше делать на неподвижном
174
кольце, так как при этом облегчаются условия заполнения их
смазкой.
Рассмотрим зависимости, определяющие распределение давле-
ния в уплотнении и наличие жидкостного трения.
Избыточное давление dp" в клиновом зазоре при отсутствии
утечки в стороны— по торцам зазора (рис. 102) определяется
уравнение Рейнольдса [23]
Рис. 102. Эскиз к определению подъемной силы
В виду малости угла а, примем tg а а, тогда
hm --- /i осх.
Здесь ч — динамический коэффициент вязкости; v — скорость
относительного перемещения поверхностей; hm— абсцисса, соот-
ветствующая р = Ртах*
С учетом сделанных допущений
dpn __ / х — \
dx а2 \ х3 ) ’
Давление в сечении зазора, определяемом координатой х
при ч = const,
Г х х ~
„ _ 6t]0 Г dx Г dx _
Р ~ a2 J х2 XmJ х®.
U, bt
_ 6t]v Г/ 1 1 \ хт / 1 1-
— а2 \ х Ъг) 2 Гх2
175
При х — b2 имеем р" =0. Тогда
v _ 2Ма
т~'К + ь2
Подставляя значение хт, получим
„ _ 6ф
р ~ а2
(J_____1\ / 1___L
' х / ^1 Н~ ( X2 ^2
Наибольшее избыточное давление будет
Ртах =45 ЬЬ/Г^Ь Г (136)
2 ал {bi *4 ^2)
Подъемная сила, возникающая в уплотнении за счет протекания
жидкости в клиновом зазоре, будет равна
Ьг
/' = ₽В4р'& = 6₽Вл^(1„А-7^), (137)
Ъ1
где В — длина подводящей канавки в радиальном направлении;
z—число канавок (сегментов); L — Ь2— — длина масляного
клина одного сегмента, замеренная по среднему диаметру; р —
поправочный коэффициент, учитывающий утечки через торцы;
ve — скорость, соответствующая среднему радиусу опорной по-
верхности клиновой части уплотнения ); v0 —
Pc
= v —p, где г — радиус вала.
Среднее избыточное давление по всей контактной поверхности,
соответствующее подъемной силе,
рср=4 = 6КРсг (1п5 ~ ’ <138>
и 5К aJ5K \ bi bi + b$ J '
где
Уравнение (137) имеет важное значение для проектирования
гидродинамических торцовых уплотнений, так как показывает,
что с увеличением скорости вала условия работы уплотнения улуч-
шаются. Допускаемое давление жидкости зависит от конструктив-
ных размеров, отношения площадей Ф5-, вязкости масла и ско-
роста вала.
Аналогичное выражение подъемной силы, возникающей в
уплотнении за счет протекания жидкости в клиновом или ступенча-
176
том зазоре, можно написать, используя исследования, проведен-
ные в области ступенчатых упорных подшипников скольжения [92]
Г------
"min
где S = zL0B0', Сх — постоянная величина для данной конструк-
ции уплотнения, взятая с графика (рис. 103).
Приняты размерности для величин Во и h в м, F в кгс, S в м2,
v в м/с; т] в кгс-с/м2.
Рис. 103. Изменение коэффициента Сх, характеризующего подъем-
ную силу, в зависимости от конструктивных параметров
№ Lo ^паза ^паза
кривой Во Lq Во
1 0,25 0,727 0,966
2 0,50 0,734 0,853
3 0,75 0,746 0,799
4 1,00 0,759 0,759
5 1,50 0,787 0,708
6 2,00 0,813 0,680
7 3,00 0,850 0,653
Можно принимать следующие ориентировочные соотношения
конструктивных величин:
*£.^0,44-1;
J77
Значительное увеличение
отношения увеличивает нагрев
^0
уплотнения. Уплотнение может выполняться с клиновыми ка-
навками и ступенчатыми (см. рис. 101).
Согласно исследованиям [92], подъемная сила при наличии
ступенчатых канавок выше, чем для клиновых (примерно, до 7%).
Величину утечки, а также нагрева жидкости можно регулировать
Рис. 104. Зависимость подъемной
силы Fff и избыточного давления
р" (-------) от средней скорости
диска при температуре 50° С:
1 — масло АМГ-10; 2 — масло вере-
тенное АУ; 3 — вода
за счет подбора отношения площа-
дей в уплотнении где 5Ж —
‘-’к
площадь гидравлического поджа-
тия; SK — контактная рабочая
площадь уплотнения.
Для обычных торцовых уплот-
нений, если исходить из допусти-
мой температуры местного нагрева
и отсутствия задиров рабочих по-
верхностей, допустимая нагрузка
резко падает с увеличением ско-
рости.
Для торцовых же гидродина-
мических уплотнений в силу на-
личия жидкостного трения и нев-
прерывного возобновления сма-
зочного слоя жидкости можно
с увеличением скорости допускать
большее рабочее давление, что
является их положительным свой-
ством.
Работа гидродинамических тор-
цовых уплотнений в сильной сте-
пени зависит от вязкости жидко-
сти и требует точного обеспече-
ния заданного клинового зазора. Торцовое гидродинамическое
уплотнение является сравнительно малогабаритным и простым
по конструкции.
Пример. Определить подъемную силу в гидродинамическом
торцовом уплотнении. Дано: D± = 94 мм, d± = 80 мм, d2 =
= 74 мм, d = 70 мм. D =100 мм (см. рис. 101).
Принимаем: = 0,6; hQ = 0,01 мм; t = 0,016 мм.
Число сегментов z = 12. При этих данных имеем:
d В ~ d2 100 74 1 о
2 —** 1*^ ММ,
т JiDcp л-87 г
L" =—=-1Г ми; т£=1'76-
178
Согласно графику на рис. 103 Сх 0,14. Для масла АМГ-10
при t = 50° С:
v = 0,1 см2/с; г] = 0,91 • 10-3 кгс • с/м2;
S = zL0B0 = 12.0,023.0,013 = 0,0036 м2;
= йш1а^=10>к>.,м; Во = О,О13м.
Подъемная сила
Р„ _ CxSBor]vc _ 0,14-0,0036 0,013-0,91 • 10’4 _ к0 е
г — ft2 (1010-")2 — ОУ,О1»с кгс-
min
При п = 20 000 об/мин, vc — 92 м/с, F = 5480 кгс и
п F 5480 1 гп » 2
р = ~ё- = = 152 кгс/см2.
о оо
Для веретенного масла при t = 60° С, т) = 0,745-10“3 кгс/м2
r~>ff_______________ 0,745*10 з г-л г* _ л о
F = 0.81 10-3 59’5^ = 34 * * * * * * * * * * * * * 48°с КГС-
Для воды при *•/ = 50° С
F" = 2,67vc кгс.
Значения F" и р" в зависимости от vc приведены на рис. 104.
34. ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ЗАЩИТА КОНТАКТНЫХ
УПЛОТНЕНИЙ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ТОРМОЗОВ
Рассмотрим работу гидравлических тормозов с частичным
отводом жидкости из уплотнений (рис. 105). Давление перед
уплотнением обеспечивается значительно меньшее, чем в цилиндре
тормоза. Достигается это следующим
образом: жидкость из цилиндра посту-
пает через кольцёвое отверстие, образо-
ванное между штоком и регулирующей
деталью, к уплотнениям, предназна-
ченным для работы при давлении до
300 кгс/см2, и далее по соединительному
каналу попадает в запоршневую по-
лость.
При проходе жидкости из цилиндра
через кольцевое отверстие высокое да-
вление понижается до давления, приемлемого для сущест-
вующих уплотнений.
Приведем результаты исследований по определению давления
в уплотнении рупл и определению гидравлического сопротивления
179
с Спив
р S? ---------
u
ру
Рис. 105. Схема гидравличе-
ского тормоза с частичным
отводом жидкости из полости
уплотнений
тормоза при применении уплотнений с отводом жидкости и с уче-
том утечки жидкости в зазор между поршнем и цилиндром.
В данном случае имеем гидравлическую схему с несколькими
параллельными расходами.
Перепад давления в очке тормоза
= (139)
Перепад давления при проходе жидкости из внутренней по-
лости штока в замодераторное пространство
(1-10)
где
Оф
^кл ~ v'
Перепад давления в отверстиях поршня
(141)
Перепад давления при проходе жидкости в зазор между порш-
нем и цилиндром (при разогретом масле)
(1«)
Перепад давления в очке уплотнения
р-Рупл=^4 (143)
Перепад давления в соединительном трубопроводе
Рупл-Ра = ^4 (144)
где
ра=0; S,= (l+ib-).
Обозначения: у — плотность жидкости в тормозе в кгс/дм3;
g — 9,81 м/с2; L3 — длина соединительного канала (или трубопро-
вода) в см; d3 — внутренний диаметр трубопровода в см; и —
скорость протекания жидкости в м/с; v — скорость движения
тормозящихся частей в м/с; Sa — площадь кольцевого зазора по
наружному диаметру клапана модератора обратного хода; X —
коэффициент Дарси.
180
Уравнения расхода жидкости:
AHv = anVn + а2а2 + (145)
«п«п + Лво = аФ° + °x«i; (146)
и3а3 = и4а4. (147)
Гидравлическое сопротивление тормоза при торможении
г|?г = П [Лир + Лвр" — Яфр' + ^вРупл! =
= п [Лн (р — р") + аф (р" — р') + (Л„ + Л8 — аф) р" + Гврупл], (148)
где
^В -- /вП^Н- Ш - др
"г у пл
В приведенных формулах приняты следующие обозначения:
— площадь кольцевого отверстия между штоком и регулиру-
ющим отверстием уплотнения; а3 — площадь поперечного сече-
ния соединительного канала; — коэффициент сопротивления
истечению в очке уплотнения; k3 — коэффициент сопротивления
истечению при проходе жидкости по соединительному каналу.
Решая совместно уравнения (139)—(147), выразим и3 в зави-
симости от ах и v
[и. + А - Вф) v - ал - |/ +
х L
I *" 1л с а и 1 + _
+ а2п 1Лн аз“3 V k2 at из.
— £4(-Jm3)2=£34 (149)
Полученное уравнение выражает зависимость и3 от v.
Обозначая (-у-) = I» уравнение (149) приведем к виду
С£*-С£ +С3 =0,
где обозначено:
С2 —
^(Лн + Лв-Оф)-^Лн
ах ап
— Г-4- (лв+лв—аф) + Лн
I ах ап
181
Откуда
Са±]/'С2-4С1С3
2С[
где £ = должно быть больше нуля.
Учтем расход жидкости через полость уплотнений и через за-
зор между рубашкой поршня и цилиндром в виде поправки к ос-
новному сечению регулирующего отверстия, вводя понятие при-
веденного регулирующего отверстия
&Х (iso)
где ах — приведенное поперечное сечение, учитывающее утечку
жидкости.
Определим значение ах. Перепады давлений
„ Г Ан» — ^и3 — а3и3 1 . мгП
Р~Р ~20gUn L-------J ’ 1 ° '
= йг““ = 2и(-зФ; <152)
ZUg ^Ug \ Од /
П — ky Г (Лн4-Лв — Оф)о — а3ы3 — едЯ2. л
Р - W1 “ W L-------------------ах------------J ’ (153)
(154)
Рупл = ^4 (155)
^vg
Учитывая приведенное регулирующее сечение, имеем
р" = (Лн + Л — аФ\%2. Н56)
2°g ах + ах )
Из уравнений (153) и (156), имеем
/ — ^ф\2 о (^Н “Ь #ф) V #2^2 «3^3
----------- j = ----------------------------
\ ах + ах / L ах J
Откуда после преобразований получим
где
а3 I /~ Ml + k4al
‘•+tV —t,—
Ац
182
Следовательно,
аххпр -- ах + &Х Н” ^Х --------- (1 “h л) (157)
Основные уравнения, определяющие гидравлическое сопротив-
ление тормоза, следующие:
п __ n'f _ ^пУ / V
Р Р ~ 20g \ ап ) -
" ky * 2 ky /^н + ^в— #ф\2 2.
Р ~ — W \ «х1цр ) V ’
D _ *sY „2 _ kay л ъ
/’упл —26i“3 —'
(158)
(159)
(160)
Гидравлическое сопротивление тормоза при торможении ipr
определяется уравнением (148), разность давлений р" — р’ опре-
деляется уравнением (152).
Глава VI
ЩЕЛЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ ГАЗОВ
Сжиженные газы представляют собой легкокипящие жидкости
с малой вязкостью, которые в процессе течения в зазоре при
наличии притока тепла, например за счет работы сил вязкого
трения, претерпевают фазовые превращения, т. е. переходят
частично или полностью из жидкого состояния в газообразное,
при этом значительно изменяются их свойства, например вязкость
и др. Течение сжиженных газов в щелевых уплотнениях является
неизученной областью.
35. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ЩЕЛЕВЫХ
УПЛОТНЕНИЙ ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ ГАЗОВ
Состояние газов при возможных превращениях определяется
термодинамическими диаграммами.
Диаграммы состояния указывают на возможность перехода
сжиженных газов в пар при повышении температуры или при
изменении давления.
При течении сжиженных газов в микрозазорах в пределах
пограничных слоев на величину их расхода большое влияние
оказывают работа силы вязкого трения и тепловые явления.
Как известно, напряжения сдвига между слоями протекающей
жидкости определяются выражением т = т] Наибольшего
значения т и выделение тепла достигают вблизи стенок,
образующих кольцевую щель. Поэтому вблизи стенок сжиженные
газы скорее могут переходить в пар и поток жидкости в кольцевом
зазоре может быть отделен от стенок газовой кольцевой прослой*
кой, которая будет существенно влиять на расход сжиженных
газов.
Можно предположить, что при истечении сжиженных газов
возможны следующие случаи:
1) течение в зазоре сжиженных газов при наличии совершен-
ного охлаждения рабочих металлических поверхностей;
2) течение в зазоре сжиженного газа при наличии паровой
прослойки вблизи стенок из-за недостаточного охлаждения дета-
лей, образующих зазор;
184
3) течение в зазоре пара, в который превращаются сжиженные
газы при наличии притока тепла перед входом в уплотнение и
в самом уплотнении.
С точки зрения величины утечки худшими являются второй и
третий случаи, когда через зазор имеет место истечение сжижен-
ного газа и влажного пара. В этих случаях утечка является наи-
большей.
36. ТОЛЩИНА ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ
В пограничном слое имеет место большое значение градиента
dv тт
скорости и напряжения сдвига т. На истечение сжиженного
газа будут оказывать значительное влияние силы вязкого трения,
и поэтому обязательно нужно принимать во внимание действие
этих сил и теплопроводности [14]. Отметим выражения, опреде-
ляющие толщину пограничного слоя.
В случае поступательного движения среды относительно пла-
стинки толщина пограничного слоя:
при ламинарном пограничном движении согласно исследова-
ниям Н. С. Аржаникова
6Л = 5,81/^; (161)
F VQ
при турбулентном пограничном движении
^ = °’37(тт)5х’
\ UqX /
(L62)
где х — расстояние от переднего края пластинки; у0 — скорость
набегающего потока; v — коэффициент кинематической вязкости.
По Блазиусу для ламинарного пограничного слоя [ 1 ]
где Re = .
Для турбулентного пограничного слоя
6Т = 0,371
V Re
При вращательном
ничного слоя [44, 23]
движении диска для ламинарного погра-
6- = 3.71К1-
185
37. ВЯЗКОСТЬ НЕКОТОРЫХ ВЕЩЕСТВ
В СЖИЖЕННОМ И ГАЗООБРАЗНОМ СОСТОЯНИИ
Для изучения процесса истечения среды при наличии воз-
можности фазовых превращений существенное значение имеют
изменения вязкости при разных состояниях.
В работе [46 ] приведены данные, характеризующие изменение
динамической вязкости для некоторых веществ, например N2, Н2,
О2, Не, воздух, при разных фазовых состояниях (газ, жидкость).
Как видно из графиков, вязкость указанных веществ в жидком
состоянии превышает вязкость газа в 5—30 раз.
При газообразном состоянии азота при низких давлениях
(р = Юч-20 кгс/см2) с повышением температуры вязкость увели-
чивается в 2—3 раза.
При давлениях р 150 кгс/см2 с повышением температуры
до 200 К вязкость резко уменьшается, а при дальнейшем повыше-
нии до Т = 283 К остается малой и практически постоянной,
хотя ее значение будет выше, чем при р = 1н-10 кгс/см2.
Отмеченные зависимости являются существенными для опреде-
ления расхода среды через уплотнение.
Зависимость вязкости газов от температуры приближенно вы-
ражается формулой Сезерленда
з
л 273+С
Л/ —По г + с \273/
где при 0° С и 1 атм для азота С = 114, т]0 — 167 мкП; для кисло-
рода С = 131, т]0 = 191 мкП. Зависимость вязкости сжиженных
газов от температуры (исключая гелий) выражается формулой
с
т) = Ае т,
где А и С — константы.
38. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА СЖИЖЕННОГО
ГАЗА ЧЕРЕЗ УПЛОТНЕНИЕ
С целью выявления характера истечения сжиженных газов
при возможности фазовых превращений рассмотрим величины
расхода сжиженного и сжатого газа через щелевое уплотнение
при неподвижном вале (п = 0 об/мин), получаемые при расчетах
по различным методикам.
Определение расхода сжатого газа при изоэнтропийном истечении
Если давление подводимого к уплотнению сжатого газа обес-
печивает критический режим истечения, то воспользуемся соответ-
ствующим выражением секундного расхода газа
/ fe+T
186
Для двухатомных газов при k = 1,40
G = 0,685й2 У-g- кг/с,
где Pi — давление подводимого к соплу газа; vr—удельный
объем подводимого газа; Q2—поперечное сечение сопла.
Признаком критического режима является неравенство р
р'р, где р' — давление среды, в которую происходит истечение,
Р = 0,258 для двухатомных газов и р = 0,484 для одноатомных
газов. Критическое давление ркр = Ррх.
Если ркр < р', то имеет место некритическое истечение, если
ркр > р' — критическое истечение. Расход зависит от проходного
сечения Q2, увеличивается прямо пропорционально увеличению
зазора s в первой степени. Расход не зависит от длины уплотни-
тельного кольца /.
В термодинамике при определении расхода сжатого газа через
сопло считают, что имеет место истечение идеального газа, не об-
ладающего вязкостью и теплопроводностью.
Однако это допущение не является справедливым и приводит
к неправильным результатам при расчете истечения газа в микро-
зазорах.
В этом случае при радиальных зазорах s < 28 (где 8 — тол-
щина пограничного слоя) существенное влияние на расход жид-
костей оказывает трение вязкой среды и перенос тепла в процессе
истечения.
Определение расхода через микрозазоры
при ламинарном истечении
Определение расхода запираемой среды при ламинарном исте-
чении исходя из потерь напора на трение. Газ можно считать
несжимаемым, если скорость движения его мала по сравнению со
скоростью звука [14].
Практически внутри любой области газо-жидкостной системы
движение среды определяется обычными уравнениями гидро-
динамики [111].
Считая газ несжимаемым, имеющим плотность, соответству-
ющую давлению газа перед входом в зазор, определим расход
по формулам ламинарного истечения жидкости при постоянной
вязкости, соответствующей данному состоянию газа.
Если бы весь перепад давлений Др = р — ра расходовался
на преодоление сил трения в зазоре, тогда
Др =s Др/,
где ра — давление в полости, в которую происходит истечение.
В этом случае, согласно исследованиям Т. М. Башты,
Др. л ds3k3
О = —-L_____- м3/с
12т]Д ' ’
187
и весовой расход Gy = Qyyp = Qyyp = pt кгс/с, где Ар;- в кгс/м2;
d, s и L в м, т] в кгс-с/м2, у в кгс/м®.
Расход прямо пропорционален первоначальному давлению,
диаметру вала, зазору в третьей степени и обратно пропорциона-
лен длине уплотнительного кольца и динамической вязкости.
Определение расхода при ламинарном истечении с учетом мест-
ных и скоростных потерь напора. Потери давления при проте-
кании среды через зазор
Др = р — Ра = &Pf 4. Др0 +' Лрвх + Дрвых,
где Ар/ — перепад давлений на длине втулки, расходуемый на
преодоление сил трения; Др0 — перепад давлений, расходуемый
на создание скоростного напора; Арвх, Арвых — перепад давлений,
расходуемый на преодоление местных сопротивлений на входе
в зазор и выходе из зазора.
На основе этой зависимости имеем
(1 + 1вх + &вых) «2 + - (Р-Ра) = 0. X163)
Решая квадратное уравнение, определим среднюю скорость
течения в зазоре и.
Секундный расход
6 = uFyp.
Определение расхода запираемой среды
при турбулентном истечении
Определение расхода исходя из потерь напора на трение.
При условии Ар = р — Ра — &Рь расход жидкости
где к определяется по формуле Блазиуса
0,3164
*е=<-
При турбулентном истечении расход пропорционален корню
квадратному из Apf. По сравнению с ламинарным режимом
уменьшается влияние на расход величины давления рабочей
среды, зазора, длины уплотнительного кольца и вязкости.
Определение расхода с учетом местных и скоростных потерь
напора. Ранее было получено
Р у Ра — (и2 + “о) + hf 4- hu =
I
(164’
188
где и — средняя скорость потока в зазоре; и0 — скорость перед
входом в зазор.
На основании проведенных расчетов можно сделать следу-
ющие выводы.
1. Кривые изменения вязкости сжиженного газа с изменением
температуры и давления имеют различный характер при низких
и повышенных давлениях. В соответствии с ними будут изменяться
и значения расхода.
2. При движении сжиженного газа по длине зазора происхо-
дит одновременное повышение температуры и падение давления.
Благодаря этому в диапазоне малых зазоров можно вести расчет
расхода жидкости, принимая ламинарный характер движения.
В случае появления на отдельных участках пути переходных и
турбулентных режимов это будет приводить к некоторому пони-
жению фактического расхода против расчетного.
39. УРАВНЕНИЯ ПЕРЕПАДОВ ДАВЛЕНИЯ
ПО ДЛИНЕ ЗАЗОРА И ИЗМЕНЕНИЯ СКОРОСТИ
ПО ВЫСОТЕ ЗАЗОРА ПРИ ЛАМИНАРНОМ ИСТЕЧЕНИИ
Рассмотрим неизотермическое течение в микрозазорах несжи-
маемой среды с переменной вязкостью. Условно считаем, что
уплотнительное кольцо и
гладкие. Температура ра-
бочей среды изменяется по
пути течения, и при этом
возможен переход части
или всей движущейся сре-
ды из жидкой фазы в га-
зообразную. Радиальные
зазоры s < 26, где 6 —
толщина пограничного
слоя. Рассматриваем слу-
чай течения среды в малом
зазоре, при котором зазор
s мал по сравнению с дру-
гими размерами щели —L
вал абсолютно жесткие и идеально
Рис. 106. Схема к расчету перепадов дав-
лений
и d. Плотность рабочей среды принимаем постоянной и равной
плотности при давлении р перед входом в зазор.
Как показали проведенные эксперименты, в газ превращается
только 4% всего протекающего в щели жидкого газа.
С изменением температуры рабочей среды на 50° С плотность
изменяется на 0,5—4%, поэтому погрешность расчета давления
при у = const будет мала [14, 36].
Определение перепада давлений по пути движения среды
в узких щелях, обусловленного потерями энергии на трение
слоев среды, без учета инерции жидкости произведено Т. М. Баш-
той [6].
189
Условие равновесия элементарного объема жидкости, нахо-
дящейся в нижней части зазора (рис. 106),
dp dy — (т — dx) dx = х dx.
Откуда
dp dr
dx dy *
Имея в виду, что т = (tjvx), при т] постоянном по высоте
зазора у, получим
dvx dr d2vx
' dy dy 1 dy2
Выражение потерь на жидкостное трение
dp d2vx
dx dy2
Имея в виду, что s мало по сравнению с L и Д принимаем
-^- = 0.
dy
~ dp
Ввиду малости зазора s считаем т] и не зависящими от у.
тт dp
Дважды интегрируя по у выражение находим изменение
скорости vx по высоте зазора s.
Исходное выражение
После двукратного интегрирования имеем
_j_ сгу + С2.
Определим коэффициенты Сг и С2 из граничных условий:
1) при у = 0 vx = 0;
2) при у = s vx = 0.
Из первого условия
Второе условие
получаем Са = 0.
dp
dx 2 1 ’
n dp s
где =
Подставляя коэффициенты C± и C2, имеем
dp у2 . dp s
dx ~2~ ~~ ^Vx I dx 2~V'
190
Откуда
И
vx =----у (s — у).
х 2t) dx J ' J'
Расход среды через данное сечение кольцевой щели
S S
Qy = j vxnd dy = nd j vxdy,
о 0
где
Расход на единицу длины окружности кольцевой щели
_£х_ = f v du = 1 — s3
nd J Vx У 12i] dx
о
Следовательно, расход среды через данное сечение кольцевой
щели
z) __ ^d dp о____ Gy
12ч dx 5 — у
и перепад давлений
dp __п 12ч _____ бу12ч
dx nds* ~ ул ds* ’
где у = pg; Gy — весовой расход в единицу времени. Часть сжи-
женных газов при течении в зазоре превращается в пар, в этом
случае в качестве условия неразрывности потока должно обеспе-
чиваться сохранение постоянства весового расхода в отдельных
сечениях
Gy = TpQy = = const,
где Vp — плотность среды при данном давлении (для пара ур =
р = 1атм^)’
Имея в виду условие сплошности потока, из уравнения (165)
следует
(-E-)T = const- (166)
При течении сжиженных газов в микрозазоре и повышении их
температуры часть сжиженных газов может превращаться в пар,
при этом существенно изменяется коэффициент динамической вяз-
191
кости iq. Поэтому, чтобы выявить влияние отдельных факторов
на расход, необходимо провести исследование движения жидкости
при переменных значениях вязкости, считая т] = f (Т, р).
40. УРАВНЕНИЕ ПРИТОКА ТЕПЛА
ПРИ НЕИЗОТЕРМИЧЕСКбМ ТЕЧЕНИИ СРЕДЫ
В КОЛЬЦЕВОМ МИКРОЗАЗОРЕ
Уравнение изменения энергии в фиксированном элементар-
ном объеме (не изменяющемся во времени) вязкой жидкости запи-
сывается в следующем виде:
/ дЕ . дЕ . дЕ । дЕ \ а .
Р\дГ + ~дГ)= 8“ р0 +
где D — диссипативная функция, представляющая собой механи-
ческую работу сил вязкости, выделившуюся необратимо в виде
тепла в единице объема жидкости за единицу времени,
+ (> + >/ + (> +>Л-4^;
0 — дивергенция вектора скорости при переходе от данной фикси-
рованной точки пространства к другой
о _ дух । dvy , дуг .
дх ' ду ' дг '
Е — внутренняя энергия единицы массы; % — коэффициент тепло-
проводности жидкости; е — приток тепла за единицу времени
в единице объема, происходящий по причинам, отличным от
теплопроводности; А = ---термический эквивалент работы
в ккал/кгс-м; Т — температура фиксированной частицы с по-
стоянной массой в К.
Из уравнения (167) следует, что в фиксированном малом объеме
жидкости изменение полной энергии массы за малый промежуток
времени складывается из изменений кинетической и внутренней
энергии через поверхность, окружающую этот объем, теплового
потока через эту же поверхность и работы напряжений над этим
объемом.
192
После ряда преобразований и упрощений [36] уравнение
притока тепла для неизотермического течения в гидродинамиче-
ской теории смазки записывается в следующем виде:
-pg/dcv? , дсуТ , дс^Г_ \ . „
А \ dt ' х дх dz
где р — давление жидкости; t — время.
Уравнение притока тепла (168) при его осреднении по толщине
слоя для неизотермического течения с учетом закона охлаждения
Ньютона и интегрирования по у в пределах толщины слоя при-
нимает следующий вид:
(>л \ / h \
gcvTp J t>x dy + 1 gcvTp j vz dy I + gcvTpw + a (T—Tc) +
o / \ - 0 /
h h
+ /•4- (gcvTp)——Ap jo^+л, j [(-^.y + (»!] dp,
0 0
где w — скорость перемещения рабочих поверхностей в направле-
нии оси оу. В нашем случае w = 0 и h = s. Примем vz = 0 (при
п = 0 об/мин).
При установившемся движении уравнение притока тепла запи-
шется в следующем виде:
(S \ S S
gcjp f vxdy U a (T -Tc) = —Ар J Qdy + j dy,
О J 0 0
(169)
где Тс — температура поверхностей, разделяемых слоем жидкости;
a — коэффициент теплообмена между этими поверхностями и
средой.
Подготовим необходимые зависимости для использования их
S
в уравнении (169). Определим выражение | 0 dy из рассмотрения
о
уравнения сплошности и выражения 0.
Уравнение сплошности
др । д (pvx) , д (pvy) ! д (pvz) _ Л
dt "г дх "г ду f dz “
При = ° vz = ° и = °;
д (рУ*) । д (руу) _
дх ду ““
193
д (pt>x)
дх
др , dvx
— vx — + Р —
х дх 1 Г дх
д (pvy) _ др , дуи .
ду ~ у ду -г р ду ’
Vx^ + p(^L^^\==Q.
х дх ’ f \ дх 1 ду / ’
^4 + Р0 = 0;
^-|Н^ + р0^ = О;
о^=-
J0^.= _-LA.JVx^_
О о
s
Принимая жидкость несжимаемой, имеем = О и J 0 dy — 0.
о
Ранее было получено
\v du = 1 s3 = = —Оу
J v* & 12ч dx nd pgnd ’
Vd
где p = — плотность среды, соответствующая давлению на
входе в зазор.
v^--k^-y^s-y^
ду ~ 2'1 2^’
= тМ-Е-У
Ранее было получено
dp _ 1ЗДг/Ч
dx nds8
194
Имея в виду, что Qy = получаем
t(*b\2dV = —L2Gy.._-.
J \ ду ) у nW (pg)2
Подставляя найденные выражения в уравнение притока тепла,
получим
"ЭГ ( ° л/ ) + а (^ — ^с) = 12ЛП (Лб/)2 (р^2 5з >
или
Gycv ~ — а (Г—Тс) nd,
у v dx Jtd(pg)as3 v c/ ’
ИЛИ
GycDdT = Г 22^Тз- — ате/ <т — гс)] dx. (170)
у ла (pg)2 S3 ус/ ' '
Количество тепла, сообщаемое протекающей среде в единицу
времени
dQ = Gycv dT. (171)
Окончательное уравнение притока тепла будет
dQ =
12Лт]С2
ndy2s3
— and (Т — Тс) dx.
(172)
Принятые размерности Q в ккал/ч; т] в кг -ч/м2; Gy в кг/ч; у в кг/м3;
s, х и d в’м; Т К; Со в ккал/кг • град.
41. ОСОБЕННОСТИ НЕИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ТЕЧЕНИЯ
СЖИЖЕННЫХ ГАЗОВ В КОЛЬЦЕВЫХ
МИКРОЗАЗОРАХ ПРИ ВРАЩЕНИИ ВАЛА
Изменение давления среды при наличии поступательного и
вращательного движения ее частиц
dp = dx 4- -|г- dz.
г дх 1 dz
Согласно ранее приведенным выводам, при наличии малой
величины у по сравнению с х, и, принимая т] не изменяющимся
в направлении оси оу, было получено
195
Для концентричной кольцевой щели
др др
ду dz 9
(173)
Изменение скорости, касательной к поверхности вала,
г— у
v~ = cor----------------------------—,
Z R ’
где 0 у < $; г = -у.
Уравнение перепада давлений остается тем же, как было по-
лучено выше
др __ Л74Л
дх ул, ds* * v '
Но при этом изменяются значения динамической вязкости т]
и расхода среды Gy через зазор за счет притока тепла.
Вращение вала с большими окружными скоростями может ока-
зывать существенное влияние на приток тепла к протекающей
среде, на ее вязкость и расход.
Как известно напряжения сдвигу слоев среды при вращении
вала
Т — П-^-.
’ ду
Градиент растет с увеличением окружной скорости враще-
ния вала, следовательно растет и приток тепла.
Принимаем уравнение притока тепла в виде:
-т-(т + 2т1 + ^т) + '’в"
=4^-(^)+ЧШ+(^)Т
После интегрирования этого уравнения по у в пределах величины
зазора s, получим
(5 \ / S \
gcv Тр j vx dy 4- gc0Tp j vzdy +
o / \ о /
s
+ a (T - Tc) + Й 4- (^p) = - Ap j 6 dy +
0
0
(175)
196
Ранее было получено
f/j^\2^ = 12Су_________
J \ ду ) у (pg)2(nd)2s3
О
Другие выражения:
(s — у) dv2
л = cor -1-----'LL • —=
2 s ’ ду
cor
s
[ 17 V > (^z, \2Ъ =______________________L _^)L
Ш dy ) + I dy ) \ay (pg)2(«d)2s3 ф S
Для установившегося движения:
h (gCvTp = 0;)
J vzdy=\-^(s — y)dy = ^--,
0 0-
(S \
J ^zdy j = д? S^v^P
тэ dT ~
Ввиду малости зазора примем = 0
s
и Ik = O’ тогда
dQ
С учетом значений Gy и dQ имеем
д I гр, f j I Gy dT
1 gcaTp J vxdy | — c0-^- — nd 'dx •
Подставляя полученные выражения в уравнение (175), имеем
12G2
— omd(T — Tc) }dx, (176)
dQ = G„cvdT = j An —-r-—
y v [ 1 [ nd (pg)2 s3
1 s
где pg = у кгс/м3— удельный вес сжиженного газа на входе
в зазоре; dQ в ккал/ч.
Как видно из уравнения (176) на количество тепла, выделяю-
щегося при протекании среды в зазоре при вращении вала, су-
(сог)2
щественное влияние имеет отношение .
197
При наличии притока тепла сжиженный газ начинает превра-
щаться в пар.
С повышением температуры изменяются вязкость газа и рас-
ход среды через зазор.
42. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ
ДВИЖЕНИЕ СЖИЖЕННОГО ГАЗА
В КОЛЬЦЕВОМ МИКРОЗАЗОРЕ
1. Уравнение перепада давлений
или — = const, (166)
dx у л d s3 dx т] ’ ' ’
где Gy = QyVp, — удельный вес сжиженного газа на входе
в зазор.
2. Уравнение притока тепла
12Gy । (юг)а
лй (pg)2 S» S
— and(T—Тс) \dx, (176)
dQ — GyCv dT.
(171)
3. Коэффициент динамической вязкости
Л = Fi (Р, Т).
4. Теплоемкость среды
Cv = F 2 (Т).
5. Теплопроводность среды
% = Р8 (Т).
6. Коэффициент теплообмена между поверхностями корпуса,
вала и смазкой
a = NuA. (177)
Соответствующие значения т], cv, %, а принимаются из таблиц
и графиков. Плотность р принимается постоянной. Неизвестные
величины Gy, т), а, Г, cv, %.
Для решения системы уравнений, характеризующих поведе-
ние среды при течении в кольцевом зазоре, применим метод чис-
ленного интегрирования дифференциальных уравнений с помощью
трапеций.
Приведем необходимые зависимости.
Задано дифференциальное уравнение
где F (х) — первообразная функция.
198
Определенный интеграл
ь
J f(x)dx = F (b) — F (а),
а
На участке А х = xi+1 — xi кривые рассматриваются как пря-
мые. При этом пренебрегаем разностями высших порядков
F (х,-+1) - F (Xi) ~ + (х.+1 _ х.);
ИЛИ
f (X1+1) = F (xt) + (хм - xt).
(178)
Напишем уравнения для численного интегрирования диффе-
ренциальных уравнений, характеризующих движение среды в ми-
крозазоре, по способу трапеций путем перехода от точки к точке.
Уравнения перепада давлений при ламинарном движении
среды:
dp ___ Gy 12 т) ,
dx у л ds3 ’
-^ = f(x), где f(x) = —
др.+1 = HW+ /(*/) (X_+1 _ x.);
Pm = Pi + Ap»+i-
При турбулентном истечении:
dp hGy
dx (2jtd)2 gs3 (2nd)2 gys3 '
где
f(x) =________
' W (2nd)2 gys3 ’
Уравнения притока тепла:
. nd (<or)2
' s
^_ = Лп _________
dx * л dy2s3
— and (T — Tc);
(179)
199
где
12бу , nd (cor)2
s
f (х) — Ап —
• v ' 1 л; dy2s3
А<?1+1 = (х.+1 _ х ).
Qi+i = Qi + AQi+i-
— and (Т — Те);
(180)
43. ЗНАЧЕНИЯ НЕКОТОРЫХ ВЕЛИЧИН,
ВХОДЯЩИХ В СИСТЕМУ СОВМЕСТНО
РЕШАЕМЫХ УРАВНЕНИЙ
Теплота испарения сжиженных газов
Уравнения зависимости теплоты испарения г от критической
температуры Тк и температуры кипения Т:
для азота
г2 = 89,9621 (Тк — Т) — 1,47242 (Тк — Т)2 +
+ 0,011606- (Тк — Т)3;
для кислорода
81,9234 (Тк — Т) — 0,99282 (Тк — Т)2 +
+ 0,0052205 (Тк — Т)3,
где г в ккал/кг, Тк и Т в
Для азота Тк = 126,26/С, рк = 33,54 атм, для кислорода
Тк = 154,78/С, рк = 50,14 атм.
Значения теплоты испарения удобнее находить по диаграммам
состояния J—S, J — 1g р и др.
При температуре кипения Т, равной критической темпера-
туре Тк, теплота испарения равна нулю.
Зависимость г от Т имеет существенное значение для истечения
сжиженных газов.
Теплоемкость
Теплоемкость при изохорном процессе
___________________/ dQ \ _ / du \
С° V дт )0~\ дТ )0’
При изобарном процессе
с -(^\ _(^L\
СР~\ дТ }р~\ дТ )Р‘
В общем виде
сх — lim
ДТ->0
ДТ
( dQ \
—I дТ )х'
200
Теплоемкость при различных величинах давления и темпера-
туры удобнее находить по диаграммам состояния. Например,
средняя теплоемкость при постоянном давлении ср = .
Теплоемкость с& жидкости, находящейся под давлением на-
сыщенных паров, определяют, снимая AJ по пограничной линии
жидкости.
Диаграмма изменения теплоем-
кости cpt cs для конденсированных
газов в зависимости от темпера-
туры приведена на рис. 107.
Теплопроводность
Зависимость теплопроводности
газа от температуры определяется
по формуле Сезерленда:
а __ а 273 + С / Т \3/2
\~273 / ’
где %0 — теплопроводность газов
при Т = 273 /С. Для азота %0 =
= 0,0205 ккал/(м-Ч’Град), С = 114.
Изменение теплопроводности
газов и сжиженных газов в за-
Рис. 107. Теплоемкость конденси-
рованных газов
висимости от температуры представлено на рис. 108, а.
Изменение теплопроводности газообразного азота при различ-
ных давлениях представлено на рис. 108, б, в.
Теплопроводность сжиженных газов значительно выше тепло-
проводности газов.
Коэффициент теплоотдачи
При работе насоса, вследствие наличия притока тепла, тем-
пература корпуса уплотнений и вала может быть выше темпера-
туры запираемой рабочей среды. При этом возможна передача
тепла. Чем больше скорость вращения вала, тем значительнее
теплоотдача.
Коэффициент теплоотдачи к рабочей среде
X/
а = ккал/(м2«ч-град);
Nu = С (GrPr)«,
где Gr — критерий Грасгофа; Рг — критерий Прандтля.
Значения С и п являются функцией (GrPr).
7 Г. В. Макаров 201
Рис. 108. Зависимость теплопроводно-
сти от температуры: а — для газов
(-------) и сжиженных газов;, б—для
газообразного азота; в — для газо-
образного азота при давлении
760 мм рт. ст.
202
Ориентировочные значения величин (GrPr), Сип [451:
при ламинарном режиме движения С — 0,54, п = 1/4
(GrPr) = 5-102-н2-107;
при турбулентном режиме С = 0,135, п = 1/3
(GrPr) = 2-107-J-1013.
Критерий Грасгофа
Grf = ^-PA/,
где р — коэффициент объемного расширения; А/ — температур-
ный напор.
Критерий Прандтля
' af
где af = —-----коэффициент температуропроводности рабочей
СУ
среды; у — удельный вес.
Индекс f указывает на относящееся к стенке и на удалении от
стенки среднее значение соответствующих величин, отнесенное
к окружающей вал среде; индекс v указывает на среднее значе-
ние Рг у поверхности вала. При критерии Рейнольдса Ref =
= 10-4-103 можно принять критерий Нуссельта
Nuf = 0,50 ReO.5PfO.38 .
При Re; = 103ч-2-105
Nuf = 0,25 Ref’6Pr0,38 Р^М0,25,
где Re/ = v— скорость вращения вала; d — диаметр вала;
v — кинематическая вязкость рабочей среды.
у*
203
Глава VII
УПЛОТНЕНИЯ НЕПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Уплотнения неподвижных соединений по конструктивным осо-
бенностям можно подразделить на уплотнения без промежуточ-
ных элементов и на уплотнения с промежуточными элементами;
по характеру работы — на уплотнения, у которых давление ра-
бочей среды уменьшает давление между сопряженными поверх-
ностями (несамоуплотняющиеся) и на уплотнения, у которых при
увеличении давления рабочей среды увеличивается контактное
давление между сопряженными поверхностями (самоуплотняю-
щиеся).
Без промежуточных элементов обычно выполняются плоские
соединения, у которых герметичность обеспечивается за счет
шлифовки или шабровки сопряженных поверхностей.
Такие соединения применяются при давлениях до 50 кгс/см2.
Эти соединения являются дорогими и применяются сравнительно
редко [61]. К этому же типу можно отнести и соединения при
помощи конических резьб.
44. УПЛОТНЕНИЕ С ПОМОЩЬЮ ПРОКЛАДОК
На рис. 109, а показаны схемы уплотнений с помощью плоских
прокладок [5].
Соединения со свободнолежащей прокладкой применяются для
всех фланцев, имеющих форму, отличную от круглой. Соединения
с уступом применяются для круглых прокладок для точной их
фиксации.
Соединения с узким кольцом, поджимаемым соответствующим
выступом, применяются при высоких давлениях.
На рис. 109, б показаны соединения с применением других
сечений уплотняющих колец [5]. Эти соединения более сложны
в производстве и применяются для давлений свыше 700 кгс/см2
и при t до 500° С.
Заслуживает внимания уплотнение (рис. 109, б), надежность
работы которого увеличивается с ростом давления. Такое уплот-
нение применяется для высоких давлений, например 2000—
3000 кгс/см2.
На рис. НО конусное уплотнение также предварительно под-
жимается, но при подаче давления поджатие увеличивается и на-
дежность герметизации возрастает [98]. Коническое кольцо изго-
204
Рис. 109. Схемы уплотнений неподвижных соедине-
ний: а — с помощью плоских прокладок; б — с по-
мощью фасонных прокладок
0/W
Рис. ПО. Уплотнение непод-
вижного соединения при вы-
соких давлениях
205
III
и
Рис. 111. Схемы уплотнений с по-
мощью пружинящих металлических
колец
товляется из хромоникелевой, хромомолибденовой стали и дру-
гих материалов.
На рис. 111 показаны конструкции пружинистых металличе-
ских колец для высоких давлений.
Герметизация неподвижных соединений с помощью прокладок
достигается за счет затекания прокладочного материала в микро-
неровности уплотняемых поверхностей и в следы от обработки.
Прокладки бывают металлические, неметаллические и комби-
нированные.
Неметаллические прокладки из резины, асбеста, паронита,
фторопласта, кожи, пробки, картона и др. применяются для низ-
ких и средних давлений. Металлические прокладки из алюминия,
меди, стали и др., а также ком-
бинированные прокладки приме-
11 няются для высоких давлений и
тяжелых условий работы.
Металлические прокладки бы-
вают: тонколистовые гофрирован-
ные или рифленые, кассетные с мяг-
ким наполнителем, спиральные,
простые плоские, сплошные с
круглым поперечным сечением,
самоуплотняющиеся со специаль-
ной формой поперечного сечения (манжетного типа) и др.
Гофрированные прокладки с толщиной ленты от 0,25 до 0,8 мм
и шагом гофров от 1,5 до 6,35 мм применяются для низких давле-
ний (35—70 кгс/см2).
Иногда применяют гофрированные прокладки с асбестовым
наполнителем гофров на клею или с покрытием уплотнительной
замазкой.
Кассетные прокладки состоят из мягкого сжимаемого напол-
нителя, частично или* полностью помещенного в металлическую
оболочку.
Спиральные прокладки состоят из V-образных чередующихся
сдоев спирально свернутой ленты металла и мягкого материала,
например асбестовой ленты.
Для надежного уплотнения неподвижных соединений необхо-
димо на рабочих поверхностях прокладок создать некоторое ми-
нимальное удельное давление.
Ниже приводятся опытные значения [78] минимальных удель-
ных давлений в кгс/см2:
для гофрированных прокладок толщиной 3,2 мм из разных
материалов: алюминий 105—140, медь 140—175, нержавеющая
сталь 280—420;
для простых плоских прокладок толщиной 0,8 до 3,2 мм: алю--
миний 1020—1400, медь 2520—3150; мягкая сталь (железо) 3850—
4800, нержавеющая сталь 5250—6550 (меньшие значения относятся
к толщине прокладок 3,2 мм, большие — к тонким прокладкам);
206
для неметаллических прокладок: асбест (толщиной 0,8—
3,2 мм) соответственно 455—112, резина до 28, фторопласт 112—
434.
Для надежной работы уплотнений под давлением необходимо,
чтобы усилие предварительного поджатия прокладки превосхо-
дило суммарную нагрузку рабочей среды на дно в несколько раз,
например от 1,5 до 3 раз и более [5].
Рабочая температура является важным параметром при выборе
типа и материала прокладки, например асбестовые наполнители
могут применяться до температуры 450—480° С, медные про-
кладки— до 315° С, прокладки из нержавеющей стели — до
425—870° С [78].
Чистота обработки уплотняемых поверхностей фланцев должна
быть не ниже V6—V7.
При выборе прокладок [78] рекомендуется следующий ориен-
тировочный подход: если pt > 10 000, надо применять исключи-
тельно металлические прокладки, здесь р — рабочее давление за-
пираемой среды, t — рабочая температура в ° С.
Неметаллические прокладки применяют при t < 450° С и
р С 85 кгс/см2.
45. УПЛОТНЕНИЕ С ПОМОЩЬЮ
КРАСНОМЕДНЫХ И РЕЗИНОВЫХ КОЛЕЦ
Рассмотрим распространенное уплотнение доньев с помощью
узких красномедных колец (рис. 112) и определим необходимое
усилие для поджатия доньев.
Принимаем следующие усло-
вия, обеспечивающие надежную
герметизацию неподвижных соеди-
нений:
а) основное условие
Fn > FK, (181)
где Fn—усилие предваритель- Рис. 112. Уплотнение красномед-
ного поджатия дна; FK — уси- НЬ1М коль^ом
лие, необходимое для осаживания
уплотнительного кольца до выбора зазоров в соединении;
б) дополнительное условие (с учетом давления запираемой
среды)
Рк + pS,
где Рл — усилие от давления запираемой среды и предваритель-
ного поджатия.
Для определения усилия, необходимого для обжатия красно-
медного уплотнительного кольца, воспользуемся методом, разра-
ботанным д-ром техн, наук проф. Г. А. Смирновым-Аляевым [72]
и канд. техн, наук В. М. Розенберг.
207
Деформация уплотнительного кольца при изготовлении его
по предельным допускам будет неупругая, пластическая.
Выражения относительной конечной деформации кольца при
его обжатии:
удлинение кольца в радиальном направлении
D, d, h— размеры кольца после обжатия; Do, dOi h0 — раз-
меры кольца до обжатия;
осевое укорочение
е2 = 8z = — In-у-;
тангенциальное удлинение или укорочение
Количественная характеристика стадии деформации при пла-
стическом формоизменении
8 = — + "Г (е2 ~ 8з)2 + 4” (8з ~ 81)2 ’
или
8 = j/(83 — )2 + “Г (е1 — 8з)2 •
Пренебрегая квадратом малой величины, имеем
8 = Кт (81 — 8з)2 = <81 — 82)-
Подставив значения 8Х и 82, получим
]ЛЗ / i D — d , i h0 \
e = -r(lnzv^ + lnTr)-
Согласно закону соответствия видов напряженного и деформи-
рованного состояний
СЦ —- (?2 И
8-£ &2 &Z £
где о — величина, характеризующая интенсивность напряжен-
ного состояния, соответствующая 8.
Откуда
где о, = — pr, oz = — рг.
208
Для случая, когда ог = —р,
Р‘ = Р + уза-
Усилие, необходимое для обжатия уплотнительного кольца,
FK > PzS^kf, (182)
где kf — коэффициент, учитывающий трение на торцах кольца.
По У иксов у
, 2/1 / f D-d. \
/(D-d)Ve ™ -1J-
Значение о берется из опытной диаграммы.
Красномедные кольца обязательно должны отжигаться. При
применении наклепанных, бывших в. работе колец, усилие, не-
обходимое для их обжатия, возрастает примерно в 2—3 раза.
Ориентировочно для предварительных расчетов можно принимать
FK 1,5oBSK,
где ав — предел прочности меди.
На указанные условия поджатия доньев должна проверяться
прочность концевой части цилиндра.
Уплотнение красномедными кольцами может быть надежно
обеспечено для любых давлений как жидкости, так и газа.
При уплотнении неподвижных соединений с помощью резино-
вых колец величину поджатия уплотнительных колец для не-
подвижных соединений принимают несколько большей, чем для
подвижных соединений, например,
k (0,15-4-0,25) d2
5
и отношение -А 1,3, где S х — площадь поперечного сечения
канавки, S2—площадь поперечного сечения кольца.
Иногда берут
~ £>1К +
где k±— натяг до 5 мм.
Уплотнительные кольца могут применяться также на цилин-
дрических участках доньев аналогично уплотнениям штоков и
поршней в подвижных соединениях.
Глава VIII
МАТЕРИАЛЫ УПЛОТНЕНИЙ
Выбор материалов уплотнений зависит от вида и состояния
рабочей среды (жидкость, газ, пар, температура, давление, окис-
лительная способность и др.), особенностей использования уплот-
нений (возвратно-поступательное или вращательное движение,
скорость движения), особенностей конструкции уплотнения (ра-
диально-контактные или торцовые) и др.
Материал должен обеспечивать необходимую герметичность
соединения и заданную долговечность уплотнения.
Потери энергии при работе на преодоление сил трения в уплот-
нениях должны быть по возможности малыми.
Для понижения местной температуры нагрева на рабочих
поверхностях уплотнения желательно иметь более высокий коэф-
фициент теплопередачи % материала уплотнений, особенно для
соединений с вращательным движением.
Для уменьшения чувствительности уплотнения к колебаниям
температуры нужно стремиться, чтобы коэффициенты линейного
расширения а материала уплотнений незначительно отличались
от коэффициентов для материала сопряженных металлических
деталей (например, стали).
46. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ РАЗЛИЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Материалы для радиальных контактных уплотнений
Для запирания различных масел на основе нефти применяются
резиновые и пластмассовые манжеты и кольца, пеньковые, асбесто-
вые, полуметаллические и металлические сальники, металличе-
ские и графитовые разрезные кольца.
Для запирания сжатого газа, пара, кислот и щелочей приме-
няются асбестовые, полуметаллические, металлические и графи-
товые сальники.
Для запирания сжатого газа, кислот и щелочей применяются
фторопластовые сальники.
Для запирания сжатого газа и пара применяются разрезные
металлические кольца.
Ориентировочная допускаемая температура рабочей среды:
для резины от —20 до 4-80° С, для сальника из хлопчатобумажной
ткани до 100° С, для фторопласта-4 от —120 до 4-260° С, для угле-
210
графита до 500° С, для металлических уплотнений до 300—600° С
в зависимости от материала.
Металлические и графитовые уплотнения применяются для
наиболее тяжелых режимов работы (при повышенных температу-
рах, давлении, скорости).
Материалы для торцовых уплотнений валов
Для торцовых уплотнений выбирают материал для пары тре-
ния в зависимости от химической активности и смазывающих
свойств среды [16, 78, 84]. Наиболее легкой средой для работы
пары трения являются смазочные и синтетические масла, нефти.
Для их уплотнения применяют следующие пары: бронза—сталь,
чугун, углеграфит—сталь, чугун, бронза, нержавеющая сталь,
фторопласт, керамика.
Для маловязких жидкостей (керосин, бензин, вода и др.) при-
меняют пару: углеграфит—сталь (сплав).
Для воды применяют: графит — бронза, никелевый чугун,
стеллит, нержавеющая сталь, фторопласт, керамика; сталь —
текстолит.
Для химически активных жидкостей (кислоты, щелочи, мор-
ская вода) применяют пары: углеграфит — сталь, углеграфит —
керамика, цементованная нержавеющая сталь, стеллит, фторо-
пласт; керамика — фторопласт, стеллит.
Некоторые замечания по выбору мягких материалов
На основании экспериментальных данных можно сделать сле-
дующие замечания по материалам уплотнений.
Резиновые уплотнения имеют низкую морозостойкость. Они.
при температуре примерно минус 20° С начинают затвердевать
и допускать повышенную утечку жидкости. При температуре
от —20 до —50° С работают недостаточно надежно. Надежность
герметизации также понижается и при значительном нагреве
жидкости, например свыше 80—120° С.
Уплотнения из резины при повышенных давлениях обладают
сравнительно малой долговечностью.
Резина должна быть маслостойкой и морозостойкой, хорошо
сопротивляться действию знакопеременных напряжений и износу.
Она должна быть достаточно жесткой, не должна сильно прили-
пать к стальным деталям. Резина не должна значительно изменять
свои механические свойства при хранении запасных деталей.
Необходимо освоение новых материалов, например фторо-
пласта, капрона и др., обеспечивающих повышенную долговеч-
ность уплотнений и меньшую чувствительность к колебаниям тем-
пературы.
211
Известные успехи в применении для уплотнений капрона,
нейлона и фторопласта для шевронных манжет отмечаются в ра-
ботах [25, 50, 77, 78].
Применение текстолитовых деталей в уплотнениях при давле-
нии свыше 200 кгс/см2 в масле не рекомендуется, вследствие имев-
шего место при испытании обугливания рабочих поверхностей
и повреждения при этом поверхности хромированных стальных
деталей.
Условия применения уплотнительных колец из фторопласта
при высоких давлениях и длительной работе также должны
быть изучены ввиду наблюдающегося непостоянства герметиза-
ции, получаемого при экспериментах из-за высокого местного
нагрева.
Борьба с прилипанием резиновых деталей уплотнений к сталь-
ным. Прилипание резиновых деталей уплотнений к стальным
(адгезия) является весьма нежелательной и вредной особенностью
способствующей более быстрому выходу из строя резиновых де-
талей уплотнений и требующей больших усилий для страгивания
с места подвижных частей, что в некоторых случаях требует зна-
чительного завышения мощности приводов.
За счет прилипания резиновых манжет возможно повреждение
их острой запирающей кромки при страгивании с места.
По данным Денни [20], коэффициент статического трения до-
стигает значения /ст = 0,8-4—1 примерно через один день и fCT =
— 1,2 — через месяц.
Для уменьшения прилипания иногда в масло добавляют гра-
фит, однако, как показывают те же исследования, добавление гра-
фита в масло снижает силу трения, не уменьшая при этом эффекта
прилипания.
Наиболее эффективным оказалось применение грубошерохо-
ватой поверхности уплотнения, получаемой путем шлифования,
так как это привело к захватыванию некоторого количества масла
углублениями поверхности и к образованию частичной граничной
смазки.
Заслуживает внимания создание на резиновых деталях за-
щитных оболочек (покрытий) из материала, не склонного к при-
липанию, например покрытия из фторопласта, а также применение
комбинированных кольцевых уплотнений.
Вопрос о борьбе с прилипанием резиновых деталей к стальным
заслуживает дальнейшего исследования. Однако для неподвиж-
ных соединений адгезия является полезной.
Другие требования к материалам уплотнений были изложены
выше при рассмотрении соответствующих разновидностей уплот-
нений.
212
47. ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
МАТЕРИАЛОВ УПЛОТНЕНИЙ
Ниже приводятся таблицы некоторых физико-механических
свойств материалов уплотнений (табл. 1, 2, 3, 4), составленные
на основании различных литературных источников.
Широкое применение графита в уплотнениях объясняется тем,
что он является наиболее инертным материалом и обладает само-
смазывающими свойствами. Графит обеспечивает хорошее рас-
сеивание тепла, прекрасно выдерживает термические напря-
жения.
Графит может применяться либо в чистом виде, либо после
пропитки маслами, синтетическими смолами, медью, свинцом,
баббитом, сурьмой и др. (углеграфиты марок АО-СО5, АГ-СО5,
АО-Б83, АГ-Б83 и др.)
Модуль упругости металлов с повышением температуры умень-
шается, а графита—увеличивается.
Применение графита в сочетании с хромом не рекомендуется
вследствие увеличения коррозии хрома.
Фторопласт-4 успешно применяется там, где требуется от ма-
териала сочетание теплостойкости и химической стойкости. При
применении фторопласта необходимо учитывать его относительную
мягкость, увеличение мягкости с повышением температуры и те-
кучесть на холоде. Недостаток эластичности может быть компен-
сирован комбинацией его с резиной или поджатием пружиной.
При сборке детали из фторопласта рекомендуется смазывать,'при
этом коэффициент трения о металл резко снижается.
При отсутствии хорошего отвода тепла от фторопласта может
быстро наступить перегрев трущейся поверхности уплотнения
и преждевременный ее износ.
Из-за недостаточной эластичности фторопласта-4 не рекомен-
дуется изготовлять из него самоуплотняющие уплотнения при
невысоких давлениях.
Керамические материалы обладают исключительно высокой
химической стойкостью в большинстве сред (за исключением кон-
центрированных щелочей, плавиковой и кремнефтористоводород-
ной кислот), высокой твердостью и износостойкостью. Недостатки
их: низкий коэффициент теплопроводности, пористость, склон-
ность к терморастрескиванию, малая ударная вязкость и плохие
антифрикционные свойства.
Пары трения с керамикой устанавливаются на небольшие дав-
ления сред. Керамику нельзя применять при резких колебаниях
температуры. В некоторых случаях керамику наносят на основной
металл, тогда она лучше выдерживает термические напряжения.
Поликапролактам (капрон) и полиамид 68 неустойчивы к действию
концентрированных кислот и щелочей.
Полиэтилен в минеральном масле и серной кислоте условно
стоек.
213
Некоторые физико-механические свойства
Материал Модуль упругости кгс/см2 Предел прочности кгс/см2 Твердость Относитель- ное удлине- ние при разрыве %
на сжа- тие на рас- тяже- ние на изгиб
Резина 30—70 — 100— 140 — 55—70 (по ТМ-2) 140—300
Фторопласт-4 1700 120 160 но— 140 НВ 3—4 250—500
Поликапролак- там (капрон) 8000 600— 650 700— 800 900' НВ 10—12 150—200
Углеграфит (4,7+ +7,5) -10* 1260— 2590 70— 210 260— 910 /75/130—100 —
Керамика 8-10’ 3500— 7000 — 350— 1500 HSh 75—80 —
Сталь 2,1-10’ — 4000— 10 000 — НВ 100—300 17—40
Бронза (0,63+ + 1,05)-10’ — 4600 — — 20—30
Чугун (0,7+ + 1,25)-10’ 6000— 14 000 1400— 2500 — — —
Полиэтилен нд (5+8)-10s — 200— 400 200— 380 70—120 (по Джонсу) 150—800
Полиамид П-68 12 000 406— 500 800— 1000 800— 850 НВ 14—15 100
Текстолит ПТ к (4+6,5) 10* 1500— 2500 1000 1600 НВ 35 1
* Для непропитанных графитов.
214
Таблица 1
материалов уплотнений
Тепло- стойкость по Мар- тенсу, °C Теплопро- водность ккал Коэффициент линейного расширения Коэффициент тре- ния по стали Коэффициент Пуассона Пористость в % к весу Предельная рабочая тем- пература, °C
без смазки при смазке
(м-чтрад)
— 0,1—0,2 12-Ю6 0,8 0,02— 0,08 0,45 — 80—120
— 0,2 (8—21)-10-6 0,07—01 0t06 — От —195 до 250
50—55 0,22 (11- ч-14)-10-6 0,106 0,092 — — 80—90
— 80—160 (2,74- 4-3,6) -10-6 0,23 0,04 — 4—20* 315—340
— 7 (3,54- 4-4,5). Ю’6 0,4—0,5 — — — —
— 40—50 12-10"6 0,18—0,5 0,09 0,25—0,3 — - 480
— 55 18.10-6 0,18 0,1 0,32— 0,35 — 260
— — (10,84- 4-14,4). IO’6 0,15— 0,18 0,1 0,23— 0,27 — 340—370
125 0,34 ю-4 0,045 0,032 — — __
60 — (114- 4-12). 10~б 0,098 0,091 — ___ 120—160
125 0,15 (24-4). 10"5 0,25— 0,42 0,01— 0,05
215
9TS
| Обозначения: у — удовлетво Морская вода Вода пресная водопровод- ная Серная кислота (разбавлен- ная) Кислород Нефть Пар Кислоты (неорганические) Воздух Щелочи Тяжелое жидкое топливо (минеральное масло) Бензин Водород Керосин Азотная кислота (разбавлен- ная) Уплотняемая среда
45 S Н (Т> & tr и я << << << а^^^ я Асбестовые материалы
03 й к а *< я я << Я *< <с *< я^ я Нитрильная резина (буна N) н 45 о гс ts w
1 к (D «с а я а^ я а "С а я я^ я Стирольная резина (буна S) 43 er S КфВ »э о £ &>
а ь о х *< я я<<«< я^^^ «С я "С я Хлоропрены (неопрены) а л> ГС
а я к а я Я’С я Я «С я^ л я я Пробковые материалы всех типов
1 а й о а а я я я<с Я Я 'С *< я я^ я Хлоропрены (неопрены) 5
X 03 а а а я Я^С'С Д «< <<<< я Нитрильная резина (буна N) обкорезинс материалы
а а я я а^ Д Я *< *< Л << я Натуральный каучук или стирольная резина
а а я я я^ я я*< я я я^ я Бутил-каучук о £ л>
я я^^ я «: «с «с «с я<< я Кожа
а а я я << << Я '< << «< ИЧ* л Натуральный каучук
а а я я*< я я <<! *< я^ я Прокладочная бумага с клее- глицериновой пропиткой
«с я а а *< Я Я «С Я << << ^ я Хлоропрены (неопрены) . „ О 45 Л я ГС ГС д w ГС А
я Л << << << *< я Нитрильная резина (буна N) « я ss н Е гс «
*<* *< *<<<<<<< *< << << Тетрафторэтилен (фторопласт)
| | 1 1 1 1 | | | ‘С я | я Капрон
| | я 1 и ^111 Я^ | ’ Полиэтилен
1 1 1 1 1 1 1 1 и я | я Полиамид-68
1 1 1 1 1 1 1 1 и я | я Текстолит
Стойкость неметаллических материалов [76, 78]___________________________Таблица 2
Таблица 3
Коррозионная стойкость прокладочных материалов [78]
Среда Материал прокладки
Свинец Медь Алюми- ний Монель Никель Железо и сталь Нержа- веющая сталь
Воздух У У У У — У У
Бёнзин У У У У — У У
Минеральные масла У У У У — У У
Керосин У У — У — У —
Азотная кислота Разбавленная п п п п п п У
Концентриро- ванная п п п п п п н
Кислород при низких температурах У У У У — У У
при £>>540° С п п п п У п п
Нефтяные масла, не- обработан- ные при t<Z 260° С — — У — — У У
при Z>540° С п п п п п п —
Водяной пар при t<Z 260° С — У У У У У У
при £>540° С __ п п п п п У
Серная кислота при концен- трации от 10 до 75% при низких температурах У п — — — п п
при высоких температурах У п п — п п п
Вода (шахтная), содер- жащая окисляющие соли — — — п п п У
Вода пресная водопро- водная У' У У У — У
Вода морская У — п У — н
Хлор сухой У У У У — У 1 У
влажный н п п п — п 1 п
Углекислота жидкая п н н У — н У
Обозначения: у — удовлетворительная, н —неплохая, п —плохая.
217
Таблица 4
Радиационная стойкость полимеров
Материал Доза облучения
при которой начи- нается изменяться хотя бы одно физи- ческое свойство материала соответствующая изменению на 25% хотя бы одного фи- зического свойства
Пластики: фторопласт нейлон полиэтилен полистирен силиконовый каучук (напол- ненный) политрифтор хлорэтилен Эластомеры: натуральная резина полиуретан бутил нитрильный каучук акрилонитрил 2-Ю4 1 • 10б 2-Ю7 8*108 МО9 2-Ю6 ЫО7 1 • 107 Ь106 4-Ю4 5-Ю6 1 • 108 5-Ю9 2-10’ МО9 5-108 1 - 10s 1 • 107 1-10’
Отметим коэффициент Пуассона для некоторых пластмасс, на-
пример для стеклотекстолита {76]: при t = 25~-100°С р = 0,15;
при t = 200° С р = 0,27.
Высокой теплопроводностью обладают графит, бронза и сталь.
Теплопроводность резины, фторопласта-4, капрона и тексто-
лита очень низка и примерно соответствует таковой у теплоизо-
ляционных материалов (асбеста). Эти же материалы обладают вы-
соким коэффициентом линейного расширения по сравнению со
сталью.
Наибольшей радиационной стойкостью обладают материалы
типа углеродистых и нержавеющих сталей, алюминиевых сплавов,
никеля и меди Ь84]. а- и р-лучи оказывают слабое действие на
материалы элементов уплотнений, у-лучи и нейтроны могут вы-
зывать в них временные или постоянные изменения. Радиацион-
ная стойкость фторопласта невелика.
Радиационная стойкость некоторых полимеров характери-
зуется данными, приведенными в табл. 4.
Для большинства эластомеров при облучении характерна по-
теря эластичности и превращение в жесткие ломкие материалы
(радиационное старение). Исключение составляют эластомеры на
основе бутилкаучука, которые под действием радиации быстро
превращаются в липкую массу.
48. КОМПОЗИЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
Для особо тяжелых условий работы, требующих надежной
герметизации, начинают применять композиционные материалы,
характеризующиеся высокой прочностью и упругостью. Они при-
218
меняются для запирания жидких металлов (натрия, нитрата,
калия), жидкости и др. Композиционные материалы предназна-
чаются для подвижных и неподвижных соединений, работающих
в условиях большого диапазона температур (например, от —195
до _|-850о С, больших давлений, вакуума и химической коррозии)
[101]. Эти материалы представляют композицию твердых метал-
лических элементов и мягких металлических или полимерных свя-
зующих наполнителей. Твердые металлические элементы из молиб-
дена, нержавеющей стали и др., образующие основу уплотнения,
обеспечивают необходимые упругие свойства всего уплотнения
и предохраняют его от чрезмерной текучести при высоких темпера-
турах за счет размягчения наполнителей. Мягкие упругие свя-
зующие наполнители из серебра, сплава серебро—индий, меди,
а также из разных эластиков пропитывают основу и обеспечивают
необходимую податливость уплотнения. Пропитку производят
в ^вакууме или газе при нагреве до 1250° С. Жесткую основу
уплотнения составляют небольшие твердые металлические во-
локна (проволочки диаметром 0,025—0,175 мм и длиной 3,2—
1 мм), которые сначала спрессовываются, а затем спекаются при
температуре 1250° С, при этом получается пористая структура
с плотность^) 5—95% от теоретической плотности соответствующего
сплошного металла. Большое значение для уплотнений имеет
восстанавливаемость первоначальной формы при снятии нагрузки.
Как показывают опыты, проведенные с композиционными мате-
риалами, наилучшие результаты с точки зрения упругих свойств
дают следующие композиционные материалы: серебро—индий—
нержавеющая сталь, медь—молибден, серебро—молибден и се-
ребро—нержавеющая сталь.
Композиционные материалы, как правило, обладают лучшей
восстанавливаемостью по сравнению с чистыми металлами. Для
повышения износостойкости, прочности и твердости применяют
также другие композиционные материалы, например на основе
фторопласта и наполнителей из керамических материалов, стекло-
волокна, графита, бронзы, полимеров и др. (15—35% по весу).
Для торцовых уплотнений, чтобы ликвидировать пористость
углеграфита и улучшить антифрикционные свойства, прочность
и теплопроводность, применяют композицию на основе углегра-
фита и наполнителей из баббита, свинца, кадмия, серебра, эмуль-
сии фторопласта.
Глава IX
ПУТИ УМЕНЬШЕНИЯ ВЕСА И ГАБАРИТОВ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ
И ПОВЫШЕНИЯ ИХ К- П. Д.
Одним из основных путей совершенствования гидравлических
агрегатов является значительное- повышение применяемых дав-
лений.
Рассмотрим возможности уменьшения веса, габаритов гидрав-
лических агрегатов и повышения их к. п. д. с увеличением дав-
ления.
49. УМЕНЬШЕНИЕ ГАБАРИТОВ И ВЕСА
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ ПРИ
ПРИМЕНЕНИИ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИЙ
Уменьшение диаметра поршня
В соответствии с назначением гидроцилиндр должен обеспе-
чить заданное рабочее (тяговое) усилие F. Это усилие зависит от
давления жидкости р и площади S, на которую оно передается,
а также от сил трения в уплотнениях Т
f = Fkb — T== т^дв = Лр5,
где F„B = pS — движущее усилие; т] — механический к. п. д.
pS — T 1 т о *
уплотнении, т) = —— = 1-----S — рабочая площадь
поршня.
Давление может быть подано с какой-либо одной стороны
поршня или же чередоваться то с одной, то с другой стороны.
При подаче давления со стороны поршня необходимая рабочая
площадь поршня
Q F jtD2
PT) 4
откуда диаметр поршня
Отношение диаметров поршней при изменении давления
Di l/~ РоГо
V РЛ ’
220
где Ро, Do, т|0 — соответственно первоначальное давление, диа-
метр поршня и к. п. д. гидроцилиндра; р1( Dlt тц — новое давле-
ние, соответствующие ему диаметр поршня и к. п. д. гидроци-
линдра.
Принимая постоянным тяговое усилие F при подаче давления
со стороны штока, аналогичным путем получим
Рис. 113. Изменение отношения диаметров поршня в зависимости от давления
жидкости для различных типов уплотнений:
1 — по две шевронные манжеты (ГОСТ 6969—54), давление перед поршнем; 2 — по одной
манжете (ГОСТ 6969—54), давление перед поршнем; 3 — по две малогабаритные манжеты
плюс кольцо, давление перед поршнем; 4 — tlq одной манжете (ГОСТ 6969—54), [а] =х
= 3000 кгс/см2, давление со стороны штока; 5 — по одной манжете (ГОСТ 6969—54),
[а] == 1000 кгс/см2, давление со стороны штока
Имея в виду, что F = Гдвг|, можно написать уравнения проч-
ности штока: F = Ло и F = -у- df [о] тц.
Отсюда
(*1_ \2 ___ Чо
\ d0 J 41
Подставляя вместо F его значения, получим
Di = ~1/ РоЧоСЫ+Р1)
V Р1Ч1(М + Ро)
(183)
При изменении давления материалы деталей, а следовательно,
и допускаемые напряжения [о] сравниваемых устройств прини-
маются одинаковыми.
Для постоянного тягового усилия F зависимость изменения
диаметра поршня от давления жидкости представлена на рис. 113.
Величина диаметра Do взята для р0 = 50 кгс/см2.
221
Уменьшение веса гидравлических агрегатов
с возвратно-поступательным движением — рабочих
гидроцилиндров, гидротормозов и буферов
Этот вопрос также рассмотрим на примере гидроцилиндра.
Вес гидроцилиндра в сборе, как и многих других гидроагрегатов,
складывается из веса цилиндрической трубы, поршня со штоком,
доньев, концевых частей и обойм для крепления цилиндров.
Рассмотрим изменение веса каждой из перечисленных состав-
ляющих.
Отношение весов цилиндров одинаковой длины при давле-
нии рх и р0
РЦ1
/>Ц0
где £>н1, Dh0—наружные диаметры цилиндров; Dlt Do — вну-
тренние диаметры цилиндров.
Отношение диаметров поршней
Л _ i/wh
V Р1П1 ’
С учетом выражения тангенциальных напряжений на внутренней
поверхности трубы (без учета осевого давления на донья)
D2 + r>2
Получим
-Рщ _ [gz] — Ро Чо
Рцо [Qd — Pi Л1
С увеличением давления вес цилиндра также несколько уве-
личивается. Материал сравниваемых цилиндров одинаков.
Принимаем длину поршня Ln = тогда отношение весов
поршней
РП1 _ =^( РЛ \3/2
Pm . Pg V Р1Т)1 ) ’
где £>1 и £>0 — диаметры поршней.
Принимаем длину обойм Lo6 C2D и толщину обоймы 6
C3D, получим отношение весов обойм с буртами и гайками
крепления
Pq6i _ f Di _ / РоЛо \3/2
Р обо \ Do ) \ Pit'll )
а принимая длину концевых частей L — Cfi, получим отношение
веса доньев и их крепления (концевых частей)
Pai ~ / Di V (РЛ \3/2
РМ ' Do / \ Р1П1 /
222
Отношение весов масла б агрегате
Рmi __ / Di \2 __ РоЧо
Ляо \ Do / Р1П1
С учетом уравнения прочности штоков
F = -J- dl [о] ъ = -J- d20 [а] т)0
получим отношение веса штоков
?ш1 _ / \2 _ Чо
Ршо ' ^0 ) 41
Выразим вес отдельных составляющих через общий вес агре-
гата Ро:
•Рцо = “хРо — вес
Лю = а2р0 — »
РрбО = а3р0 — »
/’до = а4р0 — »
Рмо = «бРо — »
Ршо = «оРо — »
Тогда
цилиндрической трубы;
поршня;
обойм с буртами и гайками крепления;
концевых частей (доньев, гаек и др.);
масла в цилиндре;
штока.
Pi = аР0,
(184)
где
[Ot[ — Po Чо „ ,
Изменение веса агрегата с увеличением давления представлено
на рис. 114. На этом рисунке принято: а4 = 0,35; а2 = 0,15;
а3 = 0,10; а4 — 0,30; а5 = 0,05; ав == 0,05.
При других соотношениях коэффициентов получатся не-
сколько другие кривые.
Как видно из графика на рис. 113, диаметр поршня, а следо-
вательно, и габариты гидроцилиндра могут быть существенно
уменьшены с увеличением применяемых давлений, например, при
увеличении давления от 50 до 200 кгс/см2 диаметр поршня умень-
шается примерно в два раза, а при увеличении давлений от 50
до 1000 кгс/см2 примерно в четыре раза.
Как следует из графика рис. 114, вес гидравлических агрега-
тов существенно уменьшается с увеличением давления.
При увеличении давления от 50 до 200 кгс/см2 вес уменьшается
примерно в два раза; при дальнейшем увеличении давления вес
агрегата сохраняется в пределах 0,5—0,75 от веса, полученного
при давлении 50 кгс/см2.
223
Таким образом, при увеличении давления от 50 кгс/см2 до
200 кгс/см2 примерно в два раза уменьшаются вес и габариты
агрегата.
Наиболее благоприятно для цилиндров применение качествен-
ных сталей, например с от = 5000-^-8000 кгс/см2.
При применении низких давлений габариты цилиндров часто
получаются настолько большими, что обеспечить при термообра-
ботке высокие механические характеристики (предел текучести
и др.) не всегда удается.
Рис. 114. Изменение веса гидравлического агрегата с возвратно-
поступательным движением штоков в зависимости от давления
жидкости:
1 ~ кгс/см2; 2— [а^] =2000 кгс/см2; 3 — [<^] = 3000 кгс/см2;
4 — [ad = кгс/см2
Уменьшение же габаритов с увеличением давления позволяет
получить более высокие прочностные характеристики при тех же
марках материалов.
Необходимо освоить при всех режимах работы, включая дли-
тельные непрерывные, давление не ниже 200 кгс/см2, имея в пер-
спективе давления до 1000 кгс/см2 и выше.
Повышение уровня применяемых давлений и отработка необ-
ходимых для этого уплотнительных устройств имеет существенное
значение для дальнейшего развития машиностроения.
Для гидропередач с вращательным движением также целесо-
образно повышать уровень применяемого давления жидкости.
Мощность, отбираемая от гидродвигателя
N = кВт,
где Q — расход в кг/с; Др — перепад давлений в кгс/м2; у —
удельный вес в кг/м3; т]гд — к. п. д. гидродвигателя.
224
При изменении давления р и постоянной производительности Q
отношение мощностей, развиваемых гидродвигателем, будет
N± __ &Р1 т]ГД1
No Аро Лгдг
где т]гд1—к. п. д. гидродвигателя, соответствующий давле-
нию pi, т]гд0 — к. п. д. гидродвигателя, соответствующий дав-
лению р0.
При увеличении произведения рт] в i раз развиваемая гидро-
приводом мощность увеличится также в i раз. Большинство гидро-
двигателей и гидронасосов по прочности основных деталей по-
зволяет значительно увеличить давление сверх принятого при
некотором упрочнении отдельных элементов, не требующем су-
щественного увеличения веса, но эти возможности часто ограни-
чиваются уплотнительными устройствами распределительных и
других элементов.
50. возможности повышения к. п. д.
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ
Для гидравлических агрегатов при наличии утечки жидкости
в зазоры соединений общий к. п. д. агрегата зависит от потерь на
преодоление гидравлических сопротивлений, от утечки жидкости
и механических потерь.
Общий к. п. д.
Л = ЛмЛгсЛо,
где Лм— механический к. п. д.; т]гс — к. п. д., учитывающий
гидравлические сопротивления; т)0 — объемный к. п. д., учиты-
вающий утечки жидкости.
Рассмотрим выражения отдельных к. п. д., входящих в общее
значение г).
К. п. д., учитывающий гидравлические сопротивления
при движении рабочего потока жидкости
где рс — потери давления на преодоление гидравлических сопро-
тивлений.
А = Т('>/ + М = ^(т + ^-)1/!=й'(17+М^-
где U, Q, S — скорость, объем жидкости, протекающей в трубо-
проводе, и поперечное сечение трубопровода; hf, hM — потери на-
пора на жидкостное трение о стенки трубопроводов и местные
сопротивления.
225
Приняв рс = CQ2, получим т]гс = 1-----.
Гидравлические потери рс при заданном р зависят от квадрата
производительности Q. При заданной N с увеличением давле-
ния Q уменьшается.
Отношение с увеличением р уменьшается, а т]гс с увеличе-
нием давления р стремится к единице.
Объемный к. п. д.
По= 1
__ Qy
Q '
При турбулентном истечении жидкости в кольцевой зазор
При р9 = 0 и S — nDs
и
Для щелевых уплотнений обычно s увеличивается с увели-
чением давления.
Объемный к. п. д. уменьшается с увеличением давления р,
радиального зазора s и с уменьшением производительности Q и
коэффициента гидравлического сопротивления в щели й2, завися-
щего от вязкости жидкости. Механический к. п. д. гидроци-
линдра г]м рассмотрен выше.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Александров В. Л. Техническая гидромеханика. М.—Л., Гос-
техтеоретиздат, 1946, 431 с.
2. А р и н у ш к и н Л. С., Думов В. И., Вайнбаум И. Ф.
Некоторые результаты экспериментальных исследований гидродинамических
уплотнений центробежного типа. — «Известия вузов». Сер. «Авиационная тех-
ника», 1962, № 3, с. 131—143.
3. Бартенев Г. М., Гарцман В. Н. О связи между температурой
потери герметичности резиновыми уплотнительными прокладками и темпера-
турой стеклования. — «Каучук и резина», 1961, № 7, с. 28—30.
4. Бартенев Г. М., Г а л и л - О г л ы Ф. А. Динамическая усталость
и механизм разрушения резины при многократных деформациях. — ДАН СССР,
1955, т. 100, № 3, с. 477—480.
5. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963,
696 с.
6. Б а ш т а Т. М. Гидравлические приводы летательных аппаратов. М.,
«Машиностроение», 1967, 495 с.
z 7. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В. Подшипники качения.
М.—Л., Машгиз, 1959, 608 с.
8. Б л а н д о в П. И. О работе уплотнений масляно-воздушных аморти-
заторов шасси. В сб. трудов МАИ, 1953, вып. 25, с. 1—60.
9. Б р и д ж м е н П. В. Физика высоких давлений. М., ОНТИ, 1953,
492 с.
10. Б р о н ш т е й н И. Н., Семендяев К* А. Справочник по мате-
матике. М., ГИТТЛ, 1956, 608 с.
11. Бурцев К- Н. Металлические сильфоны. М.—Л., Машгиз, 1963,
160 с.
12. Василенко В. Т. Уплотнительные соединения агрегатов враща-
тельного типа. Киев, КИГВФ, 1962.
13. В и х е р т М. М., Бриллинг Н. Р. Конструкция и расчет авто-
тракторных двигателей. М., Машгиз, 1957, 604 с.
14. В у к а л о в и ч М. П., Новиков Н. И. Техническая термодина-
мика. М., «Энергия», 1968, 496 с.
15. Г о л у б е в А. И. Современные уплотнения вращающихся валов. М.,
Машгиз, 1963, 215 с.
16. Г о л у б е в А. И. Жесткие уплотнения лопастных насосов '(торцовые
и динамические). Автореф. докт. дисс., М., 1967, 25 с.
17. Г о л у б е в Г. А., Кукин Г. М. Уплотнения вращающихся валов.
М., «Наука», 1966, 99 с.
18. Г р е т е н К- К-, Приходько С. А. Проектирование и производ-
ство артиллерийских систем. Ч. 2, М., Воениздат, 1949, 416 с.
19. Г р у б и н А. Н. Основы гидродинамической теории смазки тяжело-
нагруженных цилиндрических поверхностей. — В сб. ЦНИИТмаша, вып. 30,
М., 1949, 184 с.
20. Д е н н и Д. Ф. Исследование гидравлических уплотнений. — В кн.:
Машиностроение за рубежом. М., 1959, № 4, с. 53—64.
21. Детали машин. Справочник. В 3-х т. Под ред. Н. С. Ачеркана. Т. 2, М.,
«Машиностроение», 1968, с. 391—407.
22. Добровольский В. А., Заблонский К- И., Мак С. Л.
и др. Детали машин. Москва—Киев, Машгиз, 1957, 618 с.
23. Д о р ф м а н Л. А. Гидродинамическое сопротивление и теплоотдача
вращающихся тел. М., Физматгиз, 1960, 260 с.
24. Е р м а к о в В. В. Гидравлический привод металлорежущих станков.
М., Машгиз, 1963, 322 с.
227
25. 3 а в о й к о А. М. Об улучшении работы сальников высокого давле-
ния. — «Химическое машиностроение», 1961, № 5, с. 14—15.
26. Захаренко С. Е., Анисимов С. А., Дмитриевский В. А.
и др. Поршневые компрессоры. М.—Л., Машгиз, 1961, 454 с.
27. 3 о т о в В. А. Исследование винтоканавочных уплотнений. — «Вест-
ник машиностроения», 1959, № 10, с. 3—9.
28. И в а н о в И. И. Основы расчета и проектирования лафетов. ОНТИ,
1933, 219 с.
29. К а р п о в Г. В. Уплотнительные устройства турбомашин. ЛДНТП,
1965, 36 с.
30, Киселев П. И. Основы уплотнений в арматуре высокого давления.
М.—Л., Госэнергоиздат, 1950, 123 с.
31. К^однир Д. С. Контактно-гидродинамическая теория смазки. Куй-
бышевское кн. изд-во, 1963, 184 с.
32. Кожевникова Е. И. Исследования гидравлических сопротивле-
ний узких щелей. — В сб. трудов ВИГМ, М., 1959, вып. 24, с. 77—93.
33. К о к и ч е в В. Н. Уплотняющие устройства в машиностроений. Л.,
Судпромгиз, 1962, 207 с.
34. Конюхов И. Е. Пластмассовые уплотнения. Рига, «Звайгзне»,
1960, 67 с.
35. К о р н д о р ф Б. А. Техника высоких давлений в химии. М.—Л.,
Госхимиздат, 1952, 438 с.
36. Коровчинский М. В. Теоретические основы подшипников сколь-
жения. М., Машгиз, 1959, 403 с.
37. Крагельский И. В., Виноградова И. Э. Коэффициенты
трения. М., Машгиз, 1962, 220 с.
38. Кудрявцев В. Н. Зубчатые передачи. М.—Л., Машгиз, 1957, 263 с.
39. Кутателадзе С. С., Боришанский В. М. Справочник по
теплопередаче. М.—Л., Госэнергоиздат, 1959, 414 с.
40. К у т а т е л а д з е С. С. Основы теории теплообмена. Новосибирск,
«Наука», 1970, 659 с.
41. Л арман Э. К- Проектирование и производство артиллерийских
систем. Ч. 1. М., Воениздат, 1949, 390 с.
42. Л о м а к и н А. А. Центробежные и осевые насосы. М.—Л., «Машино-
строение», 1966, 364 с.
43. М а к а р о в Г. В. Детали машин. Л., ЛМИ, 1963, 215 с.
44. М а к а р о в Г. В. Уплотнительные устройства. М.—Л., «Машино-
строение», 1965, 200 с.
45. М а к а р о в Г. В. Надежность герметизации и долговечность контакт-
ных уплотнений при напряженных рабочих режимах. — В кн.: Гидроприводы
и гидроавтоматика. Л., 1965, с. 16—20.
46. М а л к о в М. П., Данилов И. Б., Зельдович А. Г. и др.
Справочник по физико-техническим основам глубокого охлаждения. М.—Л.,
Госэнергоиздат, 1963, 416 с.
47. М и х е е в В. А. Новые конструкции уплотнителей для высоких гид-
равлических давлений. М., Машгиз, 1951, 64 с.
48. М и х е е в М. А., М и х е е в а И. М. Краткий курс теплопередачи.
М.—Л., Госэнергоиздат, 1960, 208 с.
49. М ю л л е р Г. К- Анализ утечек и трения эластомерных уплотнений
при возвратно-поступательном движении на основе гидродинамикожидкостной
пленки. — В кн.: Проблемы современной уплотнительной техники. М., 1967,
с. 172—193.
50. М х и т а р я н А. М. Гидравлика и гидромеханика. Киев, Гостехтеорет-
издат, 1958, 374 с.
51. Недоп овз Т. Я-, Бронин Г. К- Исследование манжетных
уплотнений. — В кн.: Расчет и конструирование кузнечно-прессовых машин.
Кн. 2, М., 1960, 202 с.
52. Н о в и к В. К* Новый тип гидродинамического уплотнения для насо-
сов. — «Экспресс-информация. Редукторостроение и детали машин», ВИНИТИ,
1960, № 25, с. 8—9.
228
53. Новые направления криогенной техники. Сборник статей. Отв. ред.
М. П. Малков. М., «Мир», 1966, 439 с.
54. Н о с о в Ю. А. Исследование уплотнений самолетных гидравлических
агрегатов. Автореф. канд. дисс., М., МАИ, 1958, 20 с.
55. П а н ю ш к и н В. И. Металлические уплотнения из полых трубок. —
«Экспресс-информация. Детали машин», М., ВИНИТИ, 1963, вып. 9, с. 4—12.
56. П е т р у с е в и ч А. И. Основные выводы из контактно-гидродинами-
ческой теории смазки. — «Известия АН СССР, отд. техн, наук», 1951, № 2,
с. 209—223.
57. П л у т а л о в а Л. А. Антифрикционные материалы, работающие без
смазки. М., Трудрезервиздат, 1957, 74 с.
58. П о г о д а е в Ф. Г. Исследование торцовых механических уплотнений
самолетных гидравлических агрегатов. Автореф. канд. дисс./ Киев, 1961.
59. П о н о м а р е в С. Л., Бидерман В. Л., Лихарев К-К-
и др. Основы современных методов расчетов на прочность в машиностроении.
М., Машгиз, 1952, 862 с.
60. Проблемы современной уплотнительной техники. Сборник статей. Отв.
ред. В. Н. Прокофьев и Л. А. Кондаков. М., «Мир», 1967, 482 с.
61. Раздолии М. В. Уплотнения авиационных гидравлических агре-
гатов. М., «Машиностроение», 1965, 194 с.
62. Р а т н е р С. Б., Носов Ю. А., Коненков К- С. Исследова-
ние силы радиального сжатия уплотнений при понижении температуры. — «Вест-
ник машиностроения», 1958, № 9, с. 24—26.
63. Р а х м а н о в Н. Н. Уплотнения для гидравлических и пневматических
рессор. — «Автомобильная промышленность», 1959, № 10, с. 42—43.
64. Р а х м а н о в Н. Н., Акопян Р. А. Гидравлические упругие эле-
менты подвесок. — «Автомобильная промышленность», 1965, № 7, с. 27—30.
65. Р е ш е т о в Д. Н. Детали машин. Учебник для машиностроительных
вузов. М., Машгиз, 1961, 688 с. '
66. Р е ш е т о в Д. Н. Долговечность машин и основные пути ее повы-
шения. — В сб. трудов МВТУ. М., 1959, № 91, с. 5—31.
67. Рождественский С. Н., Мали к-С аркисян А. Г. Тече-
ние вязкой жидкости через радиально-кольцевую щель. — В сб. трудов МВТУ.
М., 1953, № 18, с. 197—202.
68. Конструирование и исследование компрессоров и вакуум-насосов. Труды
НИИхиммаша № 18, Машгиз, 1958, 96 с.
69. Синярев Г. В., Добровольский М. В. Жидкостные ракет-
ные двигатели. М., Оборонгиз, 1955, 488 с.
70. С л а в у т и н Ф. В. Манжетные уплотнения для герметизации быстро-
ходных валов компрессоров центробежного типа. — «Энергомашиностроение»,
1965, № 4, с. 21—27.
71. С л е з к и н Н. А. Динамика вязкой несжимаемой жидкости. М., Гос-
техтеоретиздат, 1955, 520 с.
72. Смирно в-А л я е в Г. А. Сопротивление материалов пластическому
деформированию. М.—Л., Машгиз, 1961, 463 с.
73. Снеговский Ф. П., Рудский А. М. Исследование работы
уплотнений вращающихся валов.—«Вестник машиностроения», 1964, № 4,
с. 21—27.
74. С п и ц ы н Н. А. Основы проектирования уплотнений для высокоско-
ростных подшипников качения. —«Вестник машиностроения», 1959, № 9, с. 3—8.
75. С т е п а н о в А. И. Центробежные и осевые насосы. М., «Машино-
строение?, 1960, 462 с.
76. С у с л о в А. Д., Григорьев Н. И., Пименов И. В. и др.
Неметаллические материалы. Справочник. Москва—Свердловск, Машгиз, 1962,
77. Трухов А. X. Сальниковые уплотнения из фторопласта-4 на гид-
равлических и газовых поршневых машинах. — «Химическое машиностроение»,
1960, № 3, с. 8—9.
78. Уплотнения. Сборник статей. Отв. ред. В. К. Житомирский. М., «Маши-
ностроение», 1964, 294 с.
229
79. Френкель Н. 3. Гидравлика. М.—Л., Госэнергоиздат, 1947, 460 с.
80. Хаймович Е. М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков.
Москва—Киев, Машгиз, 1959, 555 с.
81. X о л а н К-, Калина А. Уплотнения в машиностроении. М.,
Машгиз, 1961, 68 с.
82. Ч е г о д а е в Д. Д., Наумова 3. К-, Дунаевская Ц. С.
Фторопласты. Л., Госхимиздат, 1960, 191 с.
83. Ш а ц Я. Ю. Уплотнения подшипниковых узлов. Москва—Киев, Маш-
гиз, 1963, 143 с.
84. Шер ман Г. Д. Материалы деталей торцовых уплотнений. — «Экс-
пресс-информация. Детали машин», М., ВИНИТИ, 1964, вып. 17, с. 1—7.
85. Ш о р и н С. Н. Теплопередача. М., «Высшая школа», 1964, 490 с.
86. Ю д и ц к и й Ф. Л. Графитовые уплотнительные устройства. Л.? Суд-
промгиз, 1961, 191 с.
87. Machine Design, 1961, 33, № 3 (Справочная книга по уплотнениям).
88. Automative Design Engineering, 1966, v. 5, August.
. 89. В e c h a m T. E., T о w 1 e r. Hydraulic Seals. Journal of the Ame-
rican Society of Naval Engineers. 1950, v. 62, N 13.
90. В i a 1 k о w s k i L. S., Goodrich B. F. Types and characteris-
tics of High—Pressure Dynamic Seals, Machine Design, 1965, v. 37, N 7.
91. Brkich A. Mechanical Seals. Theory and Criteria for their Design.
Product Eng. 1950, v. 21, N 4.
92. D r e s h e rj H. Axial—Gleitlager mit Stufenformigen Schmierspalt.
Konstruktion, 1965, 17, N 9, 10.
93. H a m 1 i n С. E. Metal Hydraulic Seals. SAE Journal 1959, 67, N 6.
94. Lein J. Mechanische Untersuchungen an Dichtung sringen fur rotierende
Wellen. Konstruktion, 1954, N 6.
95. M а у e r E. Belastete axiale Gleitung dichtungen fur Flussigkeitem
Konstruktion, 1960, 12, N 4, 5.
96. M а у e r E. Doppelwirkende axiale Gleitringdichtungen in der chemi-
schen Industrie. Chemie—Inginiew—Tech., 1960, 32, N 4.
97. M а у e r S. Leakage and wear in mechanical seals. Machine Design, 1960,
32, N 5.
98. M e i n e c k e H. Konstruktions und Berechnung von Hochdruckver-
schlussen, VDJ-Z, 1962, 104, N 11.
99. Mor r i s о n W. M. A new approach to Hydraulics, 1962, 27, N 316.
100. Schoenherr. Materials in end-face Mechanical Seals. Machine
Design, 1964, 36, N 1.
101. S m i t h L. L. Fibrous Composite materials for extremal environment
seals. Lubricat. Engng, 1964, 20, N 3.
102. Steven J. B. Axial-mechanical Seals; metalbellows type seals. Ma-
chine Design, 1964, 36, N 14.
103. P i e c k i i V. L. Oils Seals. Machine Design, 1962, 34, N 10.
104. W e i n a n g L. H. Helixseal-a-practical hydrodynamic radial lip Seal.
Paper Amer. Soc. Meeh. Engrs, 1967, NWA/Lub-8.
105. Wolf J. E., Connelly R. E. Development of Seals for Rocket
Engine Turbopumps. Journal ASLE Transactions, 1952, v. 2, N 1.
106. Wood G. M., Manfredi D. V., С у g n о г J. E. Performance
of Centrifugal Schaft seals for high-temperature, high-pressure liquids. Machine
Design, 1964, N 3.
107. Hooke C. J., Lines D. J., O' D o n о g h u e J. P. Elastohyd-
rodynamic lubrication of О-ring seals. Proc. Inst Meeh. Engrs, 1966—1967, 181, N 1.
108. Dowson D., Higginson G. Anumerical solution to the Elasto-
hydrodynamic problem. Meeh. Engng., Sci. v. 1, 1959, N 1.
‘ 109. Hetz H., Breckel H. Reibungs- und Verschleissversuche^mit
PTFL, Wear. 1967, 10, N 3.
110. Less ley R. L., Hodgson J. N. Low-leakage dynamic seal to
space. Paper. Amer. Soc. Meeh. Engrs., 1965, N GTP-14.
111. Wei nan d -Louis H. Radial hydrodynamic seals. Machine design.
1970, 42, N 3, 109—113.
230
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие..........................................-............... 3
Глава I. Общие сведения об уплотнениях . ............................ 5
1. Назначение и классификация уплотнительных устройств ... —
2. Требования, предъявляемые к уплотнительным устройствам 6
3. Основные условия надежной герметизации и работы уплотнений 7
Глава II. Уплотнительные устройства для соединений с возвратно-
поступательным движением ........................................... 10
4. Классификация основных разновидностей уплотнительных уст-
ройств для соединений с возвратно-поступательным движением —
5. Определение удельных давлений, возникающих на уплотняю-
щих поверхностях при сборке .................................... И
6. Уплотнение кольцами, поставленными с натягом .............. 15
7. Манжетные уплотнения '..................................... 18
8. Дифференциальные уплотнения................................ 23
9. Сальниковые уплотнения..................................... 29
10. Металлические уплотнения................................... 31
11. Герметичность контактных уплотнений при возвратно-поступа-
тельном движении............................................... 34
12. Трение в контактных уплотнениях гидроцилиндра при возврат-
но-поступательном движении штока............................ 49
13. Долговечность контактных уплотнений при возвратно-поступа-
тельном движении.............................................. 56
14. Работа сил трения в уплотнениях и тепловой режим гидравли-
ческого агрегата............................................... 59
15. Механический к. п. д. гидроцилИндров с контактными уплот-
нениями ...................................................... 69
Глава III. Уплотнительные устройства для соединений с вращатель-
ным движением ..................................................... 72
16. Классификация уплотнительных устройств для соединений
с вращательным движением'....................................... —
17. Неметаллические радиальные контактные уплотнения .... 73
18. Металлические и графитовые радиальные контактные уплотнения 98
19. Фторопластовые плавающие манжетные уплотнения для быстро-
ходных валов .................................................. 99
20. Малогабаритные фторопластовые сальники .............•. . 101
21. Торцовые уплотнения........................................ 113
22. Трение в радиальных и торцовых контактных уплотнениях . . 121
Глава IV. Бесконтактные гидродинамические уплотнения ................ 126
23. Гидродинамические центробежные уплотнения.................. —
24.. Гидродинамические винтоканавочные уплотнения ............ 132
25. Гидродинамические кромочные уплотнения .................. 136
26. Щелевые уплотнения....................................... 138
27. Лабиринтовые уплотнения • • • ,.......................... 149
28. Сравнительные данные о работе уплотнительных устройств для
соединений с вращательным движением........................... 151
231
Глава V. Гидродинамическая защита контактных уплотнений ... 154
29. Защита контактных уплотнений ............................... —
30. Эффективность гидродинамической защиты контактных уплот-
нений ........................................................ 155
31. Щелевое уплотнение с регулируемой утечкой . . .'.......... 158
32. Гидродинамическое уплотнение с деформируемой втулкой для
вращающихся валов........................................ 171
33. Гидродинамические торцовые уплотнения ................... 173
34. Гидродинамическая защита контактных уплотнений гидравли-
ческих тормозов.......................................... 179
Глава VI. Щелевые уплотнения для сжиженных газов .................. 184
35. Особенности работы щелевых уплотнений для сжиженных газов —
36. Толщина пограничного слоя ................................ 185
37. Вязкость некоторых веществ в сжиженном и газообразном со-
стоянии ...................................................... 186
38. Определение расхода сжиженного газа через уплотнение ... —
39. Уравнения перепадов давления по длине зазора и изменения
скорости по высоте зазора при ламинарном истечении .... 189
40. Уравнение притока тепла при неизотермическом течении среды
в кольцевом микрозазоре....................................... 192
41. Особенности неизотермического течения сжиженных газов
в кольцевых микрозазорах при вращении вала ................... 195
42. Основные уравнения, характеризующие движение сжиженного
газа в кольцевом« микрозазоре ................................ 198
43. Значения некоторых величин, входящих в систему совместно
решаемых уравнений.............................................. 200
Глава VII. Уплотнения неподвижных соединений....................... 204
44. Уплотнение с помощью прокладок ............................. —
45. Уплотнение с помощью красномедных и резиновых колец . . 207
Глава VIII. Материалы уплотнений .................................... 210
46. Области применения различных материалов..................... —
47. Физико-механические свойства материалрв уплотнений .... 213
48. Композиционные материалы ................................. 218
Глава IX. Пути уменьшения веса и габаритов гидравлических агре-
гатов и повышения их к. п. д......................................... 220
49. Уменьшение габаритов и веса гидравлических агрегатов при
применении высоких давлений ..................................... —
50. Возможности повышения к. п. д. гидравлических агрегатов . . 225
Список литературы . ................................................ 227