книги из ГПНТБ / Макаров Г.В. Уплотнительные устройства

ние в центре и эффективно разделяет жидкостную н 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

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

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

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.

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 уплотнительном 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 контакт.у 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, о) 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 / 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 /г не менее-чем в полтора раза;

6)высота ребер / должна находиться в пределах 0,05—0,10 мм;

7) угол Р между внешней поберхностью 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 пришлнеров­ ной, 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

при давлении соответственно 2—2000 кгс/см2 . Для поршней с уве-

I

личенными зазорами берут -j- « 0,7ч-2. Щелевые уплотнения имеют малое трение.

Кнедостаткам уплотнений, выполненных прншлифовкой,

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 [261.

При работе йеподвижных 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]

% — коэффициент гидравлического сопротивления трения в коль­ цевой щели или коэффициент Дарси; при ламинарном движении

Пользование этими зависимостями для Qy и h L 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

где Ра — давление жидкости в полости, в которую происходит истечение из зазора; Ар/—перепад давлений на длине втулки, расходуемый на преодоление жидкостного трения; А р 0 — перепад давлений, расходуемый на создание скоростного напора; А р м — перепад давлений, расходуемый на преодоление местных сопро­ тивлений на входе в зазор и на выходе из зазора.

При ламинарном истечении

l2x\LQy

140

где k3 — коэффициент, учитывающий эксцентричность расположе­ ния штока относительно втулки, кэ 1-н-2,5; г\— динамический коэффициент вязкости; L — длина втулки; s— радиальный зазор; d—диаметр штока.

Приняв Qy ^ п dsu, где и — средняя скорость движения жид­ кости в зазоре, получим

*12г]1и

входе в зазор и на выходе из зазора; и0 — скорость жидкости перед

В ряде устройств имеет место работа при разогретых жидкостях, увеличенных зазорах для предупреждения заклинивания нагре­ тых латунных поршней 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

141

При движении жидкости в трубопроводах критическое значение числа Рейнольдса, при превышении которого происходит переход от ламинарного течения к турбулентному, согласно исследованиям считается Re K p — 2320.

В кольцевых же щелях при перемещении деталей друг относи­ тельно друга и возможной их вибрации критические числа лежат значительно ниже.

где s — радиальный зазор между поршнем и цилиндром. Тогда

h = .

Подставляя значение Rr, получимf 4gs

Коэффициент гидравлического сопротивления трения или коэффициент Дарси по формуле Блазиуса для трубопроводов

^ _ 0,3164

4/

• j / R i

При исследовании щелевых уплотнений длиной 80 мм Е. М. Ко­ жевниковой была установлена следующая зависимость коэффи­ циента Дарси:

Re 0 ' 4 5

При уменьшении длины щели значение X возрастает. При исследовании щелевых уплотнений длиной 20 и 10 мм Ю. К. Че­ ховым были установлены значения X. Для щели длиной 20 мм при изменении Re от 3 -103 до 5-10* значение X изменяется от 0,06 до 0,04. Для щели длиной 10 мм при тех же числах Re значение X равно 0,08, а при чистоте обработке V 7 не зависит от Re.

142

и выходе из зазора, определяемые деформацией поля скоростей потока,

=Sm 2g '

Потеря давления на длине поршня состоит из потерь на тре­ ние, на изменение скорости потока и из местных потерь на входе в зазор:

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

143

Обычно вязкость жидкости увеличивается с увеличением дав­ ления. Приближенное выражение

v p ^ v 0 (1 + 0,003р).

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

Для приближенной оценки /е3 можно принять согласно дан­

Потери давления в цилиндрической щели при вращении вала с окружной скоростью v и скорости протекания жидкости через зазор и, согласно данным в работе [32],

где Ар о — 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

144

циенты линейного расширения соответственно поршня и цилин­

Приравнивая правые части последнего уравнения и уравнения (112), получим значение приведенного зазора при турбулентном истечении жидкости

j _

Величина sn p значительно меньше суммы sT + sp, что имеет существенное значение для проектирования гидравлических уст­ ройств высокого давления.

145