книги из ГПНТБ / Голубев, А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов

щий момент, стремящийся раскрыть стык пары трения, для малых значений а равен

Ha сильфон (см. рис. 78, а) действует также поперечная сила, являющаяся равнодействующей сил давления, приложенных к его поверхности (изнутри или снаружи).

Эта гидростатическая сила расположена в плоскости чертежа на рис. 78, а, и ее величина определяется разностью площадей верхней и нижней половин сильфона:

где гср — средний радиус сильфона.

Сила Fs воспринимается сильфоном, если его поперечная жест­ кость достаточно велика. В противном случае она передается на кольцо пары трения и должна восприниматься поверхностью, центрирующей кольцо относительно вала.

При передаче момента трения уплотнения с помощью поводков, шпонок и других элементов получают шарнирные соединения полукарданного типа.

На рис. 78, б схематично показано вращающееся кольцо тор­ цового уплотнения при двух положениях поводков. Ось вращения кольца составляет с осью вала угол а. В отличие от упругой связи, угловая частота вращения кольца 04 в данном случае не остается постоянной, а зависит от положения поводков.

Однако при весьма малых значениях а, наблюдаемых на прак­ тике, этими колебаниями угловой скорости и возникающими в ре­ зультате силами инерции можно пренебречь и считать сох = со.

В контактах между поводками и вращающимся кольцом уплот­ нения действуют нормальные силы F и силы трения Т г.

Кроме того, на вращающееся кольцо передается некоторый момент М у, определяемый упругостью и силами трения уплот­ нительного кольца относительно сопряженных поверхностей.

Рассматривая положение кольца, когда плоскость располо­ жения поводков совпадает с плоскостью угла перекоса, получим выражение для момента, раскрывающего стык пары трения:

Действием поперечной силы (равнодействующей сил давления) на кольцо в данном случае можно пренебречь, так как при угло­ вом перемещении кольца площади действия давления изменяются незначительно.

При определении сил и моментов для случаев, показанных на рис. 78, считали, что кольцо пары трения имеет геометрически

100

правильную форму и вращается вокруг своей оси симметрии. В действительности из-за неточностей изготовления, установки кольца, радиального биения вала на кольцо действует попереч­

где е — расстояние центра тяжести кольца от оси вращения.

Эта сила вращается с угловой скоростью вращения кольца и должна восприниматься центрирующей поверхностью вала (втулки) или упругой связью. Если ось вращения кольца состав­

при колебаниях не изменяет своего положения. Тогда на кольцо действует только момент сил инерции. Нетрудно показать, что момент сил инерции относительно диаметра кольца, лежащего

вплоскости угла а, равен нулю. Поэтому плоскость действия мо­ мента сил инерции 7Ии совпадает с плоскостью угла а. Он направ­ лен противоположно моменту упругого элемента, возникающему

врезультате перекоса вращающегося кольца на угол а. Пло­ скость угла а вращается с угловой скоростью ю, поэтому направ­ ление действия ЛТИ непрерывно изменяется. Величина ЛТИ за­ висит только от угла а. Величина ЛТу и положение плоскости его действия относительно плоскости действия Л1Н зависят также от перекоса крышки А на некоторый угол а х (см. рис. 79).

где </2 — момент инерции неподвижного кольца относительно его диаметра.

101

Формулу (82) можно использовать и для подсчета М 0 при пусках уплотнений в работу, так как влияние ускорений движе­ ния кольца на величину М 0 незначительно. При этом надо учи­ тывать, что М т в период пуска значительно больше, чем во время установившейся работы.

На упругий элемент уплотнения (см. рис. 79) действует гидро­ статическая поперечная сила, которую можно подсчитать по фор­

(см. рис. 11) и из металла (см. рис. 17). Оно выражалось в попереч­ ных круговых колебаниях неподвижных колец. Их центрирова­ ние относительно корпуса насоса приводило к местному износу центрирующих поверхностей и в ряде случаев к потере осевой подвижности колец.

Действие постоянной составляющей гидростатической попереч­ ной силы наблюдалось при испытании уплотнений (см. рис. 7)

сдавлением воды около 60 кгс/см2. Рассчитанные по формуле (78), в'которую вместо гср нужно подставить радиус втулки под уплот­ нительным резиновым кольцом круглого сечения (47,5 мм), эти силы составили несколько килограммов. Под действием этих сил контактирующие поверхности втулки и крышки с течением вре­ мени подвергались местному износу.

Аналогичное вибрационное изнашивание, которое можно от­ нести к фреттингу, наблюдалось в контактах поводков, шпонок и других деталей уплотнений, предназначенных для восприятия момента трения уплотнения. В случае большого износа контакти­ рующих поверхностей этих деталей коэффициент трения /п зна­ чительно возрастает, что, в соответствии с выражением (79), при­ водит к увеличению М 0 и раскрытию стыка пары трения. Поэтому выбор материалов для поводков и других элементов, а также для контактирующих с ними поверхностей имеет большое значение для безаварийной работы уплотнения.

Весьма существенно на работу уплотнения влияет точность выполнения поводков, соответствующих им пазов и т. д. Напри­ мер, если имеются два поводка (см. рис. 78, б), то в случае контакти­ рования лишь одного из них (из-за неточности изготовления) на вращающееся кольцо пары трения действует некоторая попереч­ ная сила. Она воспринимается контактом кольца с валом (втул­ кой), не приспособленным для этих условий, где будет происходить местное изнашивание поверхностей, часто усиливающееся щеле­ вой коррозией (фреттинг-коррозией).

Обычно рабочие поверхности колец пары трения имеют раз­ личную ширину. Кольца из мягкого материала (например, из углеграфита) выполняют с более узкими поверхностями, чем кольца из твердого материала, чтобы не происходило врезания твердого кольца в мягкое. Радиальное установочное смещение одного

102

кольца относительно другого вызывает в таких парах трения не­ которых уплотнений момент сил давления. К этим уплотнениям относятся: уплотнения с вращающимся упругим элементом, у ко­ торых неподвижные кольца имеют более узкую рабочую поверх­ ность, чем вращающиеся; уплотнения с неподвижным упругим элементом, у которых вращающиеся кольца имеют более узкую поверхность, чем неподвижные.

На рис. 80 показана схема действия сил давления на пару трения уплотнения с вращающимся упругим элементом, неподвиж­ ное кольцо 2 которого смещено относительно вращающегося

Рис. 80. Схема действия давления сил на пару трения уплотнения при ра­ диальном смещении неподвижного кольца

кольца 1 на величину эксцентриситета е. При смещении неподвиж­ ного кольца удельные давления в верхней части пары трения увеличиваются, а в нижней — уменьшаются. Момент сил давле­ ния, действующий на пару трения, выразится зависимостью

Формула (83) справедлива и для уплотнений с неподвижным упругим элементом (см. рис. 25), если в качестве d подставлять диаметр неподвижной втулки под уплотнительным кольцом.

При смещении колец, показанном на рис. 80, ширина по­ верхности трения увеличивается на 2е, следовательно, охлажде­ ние и смазка пары трения несколько улучшаются. Это исполь­ зуют в гидродинамических парах трения с сильно смещенными кольцами.

Рассмотрим случаи, когда силы от давления жидкости влияют на работу пары трения через другие элементы уплотнения. На рис. 81, а и б показаны два варианта установки уплотнительных колец. В первом варианте (см. рис. 81, а) уплотнительное резино­ вое кольцо 1 установлено во втулке 2 неподвижного кольца пары

103

трения. Кольцо давлением р прижимается к одной из стенок канавки и вдавливается в зазор между втулкой 2 и неподвижной стенкой 3. При снижении давления напряжения в кольце умень­ шаются с запозданием, что объясняется релаксационными свой­ ствами резины. Резиновое кольцо под влиянием сил упругости стремится сдвинуться в направлении стыка пары трения. Этому движению препятствует сила трения кольца относительно стенки 3. В результате на втулку 2 действует сила, равная силе трения, ко­ торая может раскрыть стык пары трения. Обратную картину на­ блюдаем при установке уплотнительного кольца в соответствии со схемой на рис. 81, б.

Рис. 81. Схемы влияния переменного давления на силы трения в уплотнительных резиновых кольцах

Релаксационные свойства резины проявлялись также при уста­ новке колец круглого сечения, показанной на рис. 74. При резком снижении давления большие остаточные напряжения в резине вызывали размыкание стыка между обоймой и углеграфитовым кольцом и деформацию последнего. Поэтому в модернизирован­ ных конструкциях уплотнений для высокого давления резиновые кольца были исключены.

При установке уплотнительных колец круглого сечения нужно учитывать их влияние на гидравлическую разгрузку пары трения. В работе [64 ] установлено, что эффективный диаметр действия давления при установке колец круглого сечения, по которому нужно вести расчет гидравлической разгрузки уплотнения, не­ сколько больше соответствующего диаметра втулки [диаметра d в формуле (1) ]. Резиновое кольцо отчасти работает как диафрагма. Зависимость отношения разности между эффективным диаметром и диаметром втулки к диаметру сечения кольца от перепада дав­ ления приведена на рис. 82.

На кольца пар трения и другие элементы конструкций уплот­ нений действуют также силы, обусловленные динамикой обтека­ ния жидкостью уплотнения. Обычно они невелики, но быстро возрастают с увеличением частоты вращения вала (см. рис. 56).

104

Поэтому уплотнения для валов с окружными скоростями вращения более 20—30 м/с выполняют обычно с неподвижными упру­

гими элементами.

Моменты М о, стремящиеся раскрыть стык пары трения, вы­ зывают неравномерность величины зазора, неравномерное рас­ пределение удельных давлений и давления в паре трения. В ре­ зультате возникают поперечные силы, стремящиеся сместить одно кольцо относительно другого. ___

Если условно принять, что коэффициент трения в зазоре пары не зависит от удельного давления, то выражение для поперечной силы будет

Силы Fх и F г, так же как и сила инерции J по формуле (80), должны восприниматься центрирующими поверхностями, силь­ фоном и другими элементами. Под влиянием М 0 удельное давле­ ние перераспределяется не только в направлении окружности колец, но и в радиальном направлении (см. рис. 73).

Момент М 0создает некоторую непараллельность поверхностей, образующих зазор пары трения. В заключение рассмотрим не­ сколько примеров расчета силовых факторов, действующих на пару трения.

Считая, что разгон вала происходит в течение 1 с, получим

d(o со = 314 1/с2. dt ~ t

105

нужно полученные значения М0 сравнить с моментом сил (пружины, давления),

тия стыка уплотнения произойти не должно. Однако следствием сравнительно больших М0 является неравномерный, а следовательно, ускоренный, износ пары трения.

Кроме перекосов и смещений, рассмотренных выше, на равно­ мерность распределения удельных давлений в контакте пары тре­ ния значительно влияют неточности изготовления упругих эле­ ментов уплотнений (неперпендикулярность торцов пружины ее оси, неодинаковая высота и жесткость отдельных пружин, переменная жесткость сильфона в различных диаметральных плоскостях и т. д.).

КОЛЕБАНИЯ ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ

Выше рассмотрены основные силовые факторы, действующие в тор­ цовых уплотнениях. Некоторые из них являются переменными во времени и изменяются с изменением частоты вращения вала, дру­ гие слабо зависят от времени. Нами отмечены отдельные случаи неустойчивой работы уплотнений, связанные с неустойчивым те­ чением жидкости или газа в зазорах уплотнений. Все это состав­ ляет одну из новых проблем в области разработки и исследования уплотнений — проблему их вибраций. Эта проблема не столь актуальна, как для подшипников скольжения, так как массы колец пары трения малы, а жесткость характеристик пружин и гидродинамическая или гидростатическая жесткость слоев жидкости в зазорах уплотнений достаточно велики. Однако с ро­ стом частоты вращения валов различных машин задача предотвра­ щения вибраций в узлах уплотнений приобретает все большее значение.

106

Колебания уплотнений, как колебания подшипников сколь­ жения и других узлов машин, можно разделить на вынужденные и автоколебания.

Основными источниками вынужденных колебаний уплотнения являются: неперпендикулярность плоскости стыка пары трения к оси вращения вала и осевые вибрации вала. Колебания возни­ кают также из-за волнистой поверхности колец пары трения. Ме­ тодика расчета торцовых уплотнений на вынужденные колебания не отличается от общей методики расчета колебаний деталей ма­ шин. Ввиду малой величины амплитуд колебаний и сравнительно небольших их скоростей для описания колебательного процесса можно использовать линейные уравнения с постоянными коэф­ фициентами [36]. При этом угловые колебания колец пары трения можно рассматривать независимо от осевых колебаний.

Рассмотрим последние, используя результаты работы [36]. Принимаем, что осевые колебания вращающегося кольца пары трения происходят вследствие вибрации вала с часто­ той, равной частоте его вращения. Эти колебания передаются через слой жидкости или газа неподвижному кольцу и далее упругому элементу

уплотнения. Расчетная схема колебаний уплотнения дана на рис. 83. Здесь ky и kw —- жесткость упругого элемента и слоя среды в зазоре уплотнения. В соответствии с изложенным ранее,

kw — dW где силу W находят по формулам (18), (29), (37) и т. д.

в зависимости от конструкции уплотнения и условий его работы. Для упрощения задачи пренебрегаем силами демпфирования ко­ лебаний. Можно пренебречь присоединенной массой жидкости, в которой происходят колебания, ввиду ее незначительности по сравнению с колеблющейся массой уплотнения.

Принимая далее, что колебания вращающегося кольца уплот­ нения происходят по синусоидальному закону с амплитудой и ча­ стотой со, для вынужденных колебаний неподвижного кольца с приведенной массой т пружин и других элементов имеем сле­ дующее уравнение:

Находим частное решение этого уравнения, откуда для раз­ ности между амплитудой вращающегося и неподвижного колец, т. е. для изменения толщины слоя жидкости в зазоре пары, получим

/ПО3 — ky

107

Из этого выражения следует, что резонанс колебаний системы может наступить при kw = пио2 — ky, если ky < mco2. В обычных торцовых уплотнениях kw > /псо2 — ky, поэтому резонанс не на­ ступает даже при сравнительно мягкой характеристике упругого элемента (малые значения ky). В то же время резонанс колебаний самой пружины может наступить. Условия резонанса возможны в уплотнениях газовых турбин, турбокомпрессоров и других ма­ шин, частота вращения валов которых составляет десятки тысяч оборотов в минуту, а жесткость слоя газа в зазорах уплотнений сравнительно невелика. В таких случаях, чтобы не попасть в усло­ вия резонанса, необходимо в соответствии с выражением (88) уве­ личить жесткость характеристики упругого элемента ky и умень­ шить колеблющуюся массу колец, пружин и т. д. Для этого вместо конструкции уплотнения с одной цилиндрической пружиной при­ меняют конструкции с несколькими пружинами и затем вместо цилиндрических — пластинчатые пружины. Однако чрезмерное увеличение жесткости вредно, так как требует высокой точности установки уплотнения, уменьшает допустимый износ его пары трения и увеличивает изменение толщины слоя ah при вибрациях вала.

Если воспользоваться значениями моментов инерции, моментов упругости и угловой жесткости слоя пары трения, то можно полу­ чить выражение, аналогичное выражению (88) для изменения за­ зора при вынужденных угловых колебаниях пары трения вслед­ ствие перекоса ее стыка.

Кроме вынужденных колебаний, в торцовых уплотнениях на­ блюдаются автоколебания, связанные с неустойчивостью слоя жидкости или газа в зазоре пары трения. Наиболее часто встре­ чаются на практике автоколебания, возникающие при вскипании жидкостей в зазорах торцовых уплотнений. Внешним проявлением таких колебаний является сильный шум в уплотнении.

Экспериментальное исследование шума в торцовых уплотне­ ниях при их испытаниях на воде и спирте выполнено в работе [52 ]. Измерения с помощью микрофонов показали, что в торцовых уплотнениях появляются шумы, когда температура поверхностей

колебаний кольца пары трения, связанного с упругим элементом,

ипериодических прорывов паров жидкости через зазор уплотне­ ния. Частота автоколебаний не зависела от частоты вращения вала

инагрузки, действующей на контакт пары трения, и составляла 3500—7000 Гц. При этом коэффициент трения возрастал до 0,45

и температура трущихся поверхностей повышалась до 250° С. В то же время при чисто сухом трении шум и вибрации не возни­ кали. Последнее обстоятельство использовано фирмой Флексибокс (Англия). В торцовых уплотнениях для легкокипящих нефтепро­ дуктов (сжиженный бутан, пропан и др.) неподвижное кольцо пары трения уплотнений подогревается водяным паром до температуры

108

выше критической температуры среды. Тем самым обеспечиваются условия трения, близкие к сухому трению. Отмечены случаи быстрого разрушения углеграфитовых колец при автоколебаниях в паре трения.

Во ВНИИГидромаше при испытаниях на воде торцовых уплот­ нений с парой трения углеграфит 2П-1000, пропитанный фенол­ формальдегидной смолой, по стали марки 9X18 (HRC 50—60), а также с парой трения твердый сплав ВК-60М по ВК-60М также наблюдали случаи появления шума в уплотнениях. Как правило, после этого на поверхностях трения металлических колец обнару­ живали радиальные термотрещины и цвета побежалости (см. рис. 65). Наиболее эффективным средством предотвращения опи­ санных автоколебаний является интенсификация охлаждения пары трения.

Другими причинами осевых автоколебаний в паре трения яв­ ляются отмечавшиеся ранее переходные режимы течения в их зазорах: от ламинарного к турбулентному, от дозвукового к сверх­ звуковому (для газов). Эти режимы возможны лишь в специаль­ ных-уплотнениях, работающих при сравнительно больших зазо­ рах (гидродинамические и гидростатические пары трения), высо­ ких давлениях и скоростях скольжения.

Кроме осевых и угловых колебаний, в паре трения возможны крутильные колебания, если момент трения в уплотнении пере­ дается элементами с торсионной упругостью. К таким конструк­ циям можно отнести в первую очередь уплотнения, в которых мо­ мент передается центральной пружиной (см. рис. 13). На работу самой пары трения крутильные колебания не влияют так суще­ ственно, как на работу элемента, передающего момент трения.

деформациями, износом колец и т. д., слой жидкости неустойчив. С уменьшением зазора гидростатическая сила, действующая на трущиеся поверхности, убывает и, если нет достаточно большой гидродинамической силы, может произойти твердый контакт и трение поверхностей станет сухим. Наоборот, конфузорная форма зазора обеспечивает устойчивость слоя жидкости, однако это спра­ ведливо лишь до определенной величины конфузорности.

Можно предполагать, что форма зазора влияет на устойчивость слоя также и при угловых изменениях толщины слоя. Например, при угловых смещениях одного кольца пары трения относительно другого для пар трения с течением жидкости от периферии к центру должен появляться некоторый гидростатический момент,

109