книги из ГПНТБ / Макаров Г.В. Уплотнительные устройства

то рассмотрим опытные значения коэффициентов трения для раз­ личных уплотнений, полученные на стенде с возвратно-поступа­ тельным движением.

Принимая значения-/п р , полученные выше опытным путем для различных уплотнений, задаваясь давлением р и зная D—d и /, можем определить механический к; п. д. гидроагрегата при любом

70

Г л а в а . I l l

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

свращательным 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

икратковременно работающие.

Кроме того, по направлению действия контактных давлений на уплотняющих поверхностях уплотнительные устройства можно разделить на радиальные и торцовые.

Кконтактным уплотнениям относятся: радиальные манжетные уплотнения, радиальные уплотнения с кольцами круглого сече­ ния, радиальные сальниковые уплотнения, торцовые уплотнения.

Кбесконтактным 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 возвратнопоступательным 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.

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

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 [—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'r\

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 .

ляющей является одна нз перечисленных причин.

При выборе допускаемого давления для уплотнений, работа­ ющих в соединениях с заданной скоростью вращения, необходимо обеспечить следующие условия:

1)учесть местный нагрев

2)проверить прочность на разрыв резиновых колец круглого поперечного сечения

3)проверить выбранное давление, исходя из заданной долго­ вечности на износ,

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.

S) Qz Q Qi Si Q 0г

2Q = 2QI+2Q2

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 расположённых

Определим предельные параметры работы гидравлического агрегата рт 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

Количество тепла, передаваемое в окружающую среду за то же время, определяется уравнением Ньютона

Q — aS' (t— t0) ккал/ч,

75

а—коэффициент теплоотдачи от вала в ккал/(м2 -ч-град); 5 — площадь, через которую передается тепловой поток (площадь поперечного сечения вала), в м2 ; V = nd—охлаждаемый пери­ метр вала в данном сечении в м; t — температура в данном сече­

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: tmax. 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. Тепл'овой поток в элементарном объеме в стационарных условиях изменяется за

76

Таким образом, приходим к следующему дифференциальному уравнению теплопроводности стержня:

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:

Теплопередача стержня ограниченной длины определяется формулой

77

Соответственно теплоотдача от вала (равная количеству тепла, проходящему через его сечение в месте уплотнения):

Q1 = XSiri! (*max — /ж) А,-

Q2 = ISnu {tmax — /в ) A>.

Без отдельного учета теплоотдачи с торцов вала с достаточной точностью для практических расчетов примем:

Л 2 ~ Ш [ m 2 ( / 2 + - J - ) ] ,

где

xs

(mlt т2 — характеристики вгала в 1/м; tK — температура рабочей жидкости; tB — температура окружающего воздуха; а ж , а в — соответственно коэффициенты теплоотдачи от вала к рабочей жидкости и окружающему воздуху).

Согласно уравнению теплового баланса

Q = XS [Лх та (Ст а х — у + Агтг (/тах — tB)].

Откуда температура вала под уплотнением будет

Температура на концах вала без учета теплоотдачи с торцов:

'max — 'ж

^ / ж 4

c h b ( / l + i r ) ] '

Количество тепла, выделяющегося в месте контакта уплотне­ ния с валом (пренебрегая отдачей тепла через уплотнение цилиндру вследствие малой теплопроводности резины),

78

где S = —^—; d — диаметр вала в м; I' — длина уплотнения в м.

Температуру рабочей жидкости tm определим как среднюю температуру агрегата при установившемся тепловом режиме из уравнения

Q~SeatAt(l-q>),

где 5„ — наружная поверхность агрегата, от которой произво­ дится отдача тепла в окружающее пространство; at — коэффициент

Для улучшения теплового режима радиальных контактных уплотнений целесообразно иметь материал уплотнений, у которого больше предельная температура нагрева .tmas = 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 необходимо по возможности уменьшать значе­ ние ft' — произведение коэффициента трения на длину уплотни - тельного элемента, и увеличивать поверхности и коэффициенты теплоотдачи S, 5 а , а„, а ж , а(..

Полученные уравнения справедливы как для манжетного уплот­ нения, так и для уплотнений резиновыми кольцами.

Рассмотрим изменение коэффициента теплоотдачи ав и а ж-

79