Xi герметизация (уплотнение) соединений элементов гидросистем



страница2/8
Дата09.08.2019
Размер1.08 Mb.
ТипГлава
1   2   3   4   5   6   7   8

Сильфоны. Для малых прямолинейных перемещений, (рис. 349, а), а также для разделения сред (рис. 349, 6) применяют также эластичные гармошкообразные цилиндры-сильфоны, с по­мощью которых можно обеспечить полную герметичность соеди­нения. Сильфоны изготовляют из металлов, а также неметалличе­ских материалов (резины, фторопласта-4 и других пластиков); сильфоны из последних материалов применяются при небольших давлениях.

Металлические сильфоны бывают однослойные и многослойные (до пяти слоев), причем многослойные сильфоны допускают при той же общей толщине, что и однослойные, и при тех же размерах и одинаковой нагрузке значительно больший ход. Применяются сильфоны с наружным диаметром от 5 до 250 . Для однослой­ных сильфонов допускается давление малых диаметров — до 30 и больших — до 2 . Многослойные сильфоны из нержавеющей стали применяют для давлений до 150 .

Зависимость долговечности сильфона из нержавеющей стали от размаха колебания нагружений , (в ) может быть выра­жена

, (487)

где — число циклов (деформаций) до разрушения.

Максимальная величина перемещения металлического сильфона

обычно не превышает 25% его свободной длины, причем из них 15% отводится на сжатие и 10% на растяже­ние. При большом числе ходов изменение дли­ны сильфона не должно превышать 10%.

Сильфоны предпочтительнее нагружать внешним давлением, причем допустимое зна­чение давления в этом случае превышает дав­ление при внутреннем нагружений на 25— 30%.

Рис. 350. Схемы сильфоном


За эффективный диаметр сильфона можно приблизительно принять средний диаметр гоф­ров, в соответствии с чем усилие, развиваемое сильфоном при действии внутреннего давления жидкости, может быть приближенно, пренебре­гая влиянием жесткости сильфона, вычислено как произведение давления на площадь круга со средним диаметром:

, (488)

где - средний диаметр гофров сильфона;



- полезная (эффективная) площадь сильфона;

и - внешний и внутренний диаметры гофра.

Практически отношение внешнего () и внутреннего () диаметров составляет



.

Полезная площадь сильфонов с внешним диаметром 30 и выше обычно составляет , где — общая площадь сильфона, вычисленная по внешнему диаметру гофров.

Сильфоны в основном изготовляют двумя способами: разваль­цовкой тонкостенной бесшовной трубы (рис. 350, а) и сваркой по торцам отдельных фасонных колец (мембран) (рис. 350, 6).

Изготовление сильфонов развальцовкой осуществляется гид­равлическим или механическим способом путем обкатки, причем гофры получаются параллельными и -образной формы. Разваль­цовкой нескольких расположенных один на другом слоев получают многослойные сильфоны.

Материал исходных дисков (мембран) для изготовления силь­фонов сварным способом, должен обладать хорошими сваривае­мыми свойствами. При этом способе изготовления можно получить гофры любой высоты, тогда как в сильфонах, изготовленных развальцовкой из труб, высота лимитируется возможностью вы­тяжки материала трубы. Сварные сильфоны допускают более высокую общую деформацию на один гофр, а, следовательно, они при одной и той же длине допускают более высокое обжатие (ход), чем сильфоны из труб.

УПЛОТНЕНИЯ ПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Уплотнения подвижных соединений гидроагрегатов можно разделить на две группы: контактные и бесконтактные (щелевые).

Сальниковые набивки (уплотнения). Наиболее простыми из кон­тактных уплотнений являются сальниковые набивки (рис. 351, а) мягкого непористого материала. Затяжкой буксы 2 (поджатием набивки 1) можно создать контактное давление на поверхности уплотняемого штока 3, превышающее рабочее давление. Уплот­няющий контакт создается при сдавливании набивки 1 нажимной буксой 2, в результате чего набивочный материал течет в радиаль­ном направлении, образуя плотный контакт между камерой саль­ника и пабивкой, с одной стороны, и подвижной деталью (штоком или валом) и набивкой — с другой.

Рис. 351. Схемы сальниковых набивок


Для компенсации износа и иных потерь набивочные сальники необходимо сжимать болтами (рис. 351, а) или пружинами (рис. 351, б). Последняя схема имеет преимущества перед первой, так как в ней исключается возможность перезатяжки сальника, а также достигается автоматическая компенсация износа сальника. Для облегчения обжатия подвижной детали при затяжке сальника торцовые поверхности его камеры выполнены под углом. Практи­чески принимают высоту сечения сальника и ширину . В целях устранения затягивания набивки в зазор размер его должен быть минимальным. Эти уплотнения применяют при небольших давлениях уплотняемой среды (до 50 ).

Для обеспечения плотного прилегания к уплотняемым поверх­ностям под усилием нажатия буксы набивка должна быть достаточно пластичной и упругой для того, чтобы компенсировать биения вала; она должна быть стойкой против воздействия жидкости и обладать антифрикционными свойст­вами.



Щелевые (бесконтактные) уплотне­ния. В гидроагрегатах широко приме­няются соединения, которые выполнены с гарантированным малым зазором и обеспечивают взаимное перемещение деталей и определенную степень герметичности без применения специаль­ных уплотнительных материалов и средств.

Подобное уплотнение, получившее название щелевого, представляет собой капиллярную гладкую или ступенча­тую щель (см. рис. 352, а; см. также рис. 337, в), при соответствующей ве­личине и длине которой может быть создано требуемое сопротивление пере­теканию жидкости.

При щелевом уплотнении практиче­ски не представляется возможным обес­печить полную герметичность при любом малом зазоре, ввиду чего подобные уплотнения применяются лишь в тех случаях, ког­да не - предъявляется требований полной герметичности.

В частности эти уплотнения применяются для герметизации внутренних полостей гидроагрегатов в плунжерных парах, в ко­торых допустимы некоторые перетечки жидкости в нерабочую (сливную) линию (см. рис. 337, в).





Рис. 352. Схемы щелевого (а) и щелевого – лабиринтного (б и в) уплотнений


Лабиринтные уплотнения. Для повышения сопротивления при высоких числах Рейнольдса, соответствующих турбулентному режиму течения, на одной (рис. 352, б) или обеих (рис. 352, в) поверхностях, образующих щель, выполняют лабиринтные ка­навки, которые вследствие чередующегося изменения сече­ния щели и завихрений повышают при турбулентном течении ее сопротивление.

Следует отметить, что кольцевые канавки выполняются на плунжерах распределителей (см. рис. 337, в) в основном для сни­жения неуравновешенных радиальных сил (см. стр. 343).

При ламинарном течении, которое является преобладающим для щелей гидроагрегатов потери энергии, обусловленные расши­рением и сжатием сечения потока жидкости в канавках, малы. Поэтому подобное уплотнение обычно рассчитывается прибли­женно по выражению (90) с подстановкой длины щели за вычетом суммарной ширины канавок (см. также стр. 98).

В соединениях с вращательным движением в качестве допол­нительного сопротивления при турбулентном режиме течения (преимущественно газов) применяют гребешковые лабиринты радиального (рис. 353, а) и осевого (рис. 353, б) типов.



Рис. 353. Схемы радиальных лабиринтных уплотнений


Динамические уплотнения. Для повышения герметичности вращательных соединений часто дополнительно применяют раз­личные динамические (винто­вые, лопаточные и пр.) устрой­ства, которые обычно исполь­зуются также в качестве пер­вой ступени уплотнения.

Работа уплотняющего уст­ройства динамического типа ос­нована на использовании сил, которые возникают при враще­нии жидкости и отбрасывают ее в уплотняемую камеру. В соот­ветствии с этим уплотняющие устройства этого типа эффективны лишь при достаточно высокой окружной скорости. Так, например, вспомогательные винтовые уплотняющие устройства (рис. 354) применяют при скоростях не ниже 3 - 5 .

Принцип действия этого уплотнения основан на использова­нии трения жидкости о вращающийся винт и неподвижную втулку, вследствие чего создается напор жидкости , действующий вдоль оси винта:

(489)

где - динамическая вязкость жидкости;



- угловая скорость винта;

и - диаметр и длина винта;

- зазор между винтом и втулкой;

- безразмерный коэффициент, зависящий от шага винта, ширины впадины и профиля резьбы.

Рис. 354. Схема двухступенчатого уплотнения валика насоса с применением в качестве первой ступени винтового отражателя

Динамические уплотнения применяются в основном в двух­ступенчатых уплотнительных узлах. В схеме подобного комбини­рованного уплотнения валика насоса, представленного на рис. 354, в качестве первой ступени применено винтовое уплотнение, выполняемое в виде многозаходного винта, нарезанного на валу насоса, и в качестве второй ступени — резиновая манжета. Направление нарезки должно быть таким, чтобы при данном направлении вращения вала жидкость возвращалась (отбрасывалась) в уплотняемую полость.

Металлические поршневые коль­ца. Наиболее простыми и долговеч­ными из применяемых уплотнений в агрегатах с прямолинейным движе­нием являются уплотнения разрез­ными поршневыми металлическими кольцами (рис. 355, а - в).

Рис. 355. Схемы уплотнений с помощью разрезных поршневых колец


Схема действия такого уплотнения показана на рис. 356. Кольцо из положения, представленного на рис. 356, а, под действием давления жидкости устанавливается в одно из рабочих положений (рис. 356, б и в). Уплотняющий контакт кольца с по­верхностью (зеркалом) цилиндра создается пружинящим действием (упругостью) кольца, развивающимся в процессе обжатия при монтаже, а также давлением жидкости на внутреннюю (ниж­нюю) поверхность (со стороны канавки) кольца и в осевом направ­лении — давлением жидкости на боковую поверхность.

Эти уплотнения при­годны для работы при от­носительно высоких давле­ниях и в широком диапа­зоне температур, а также в прочих неблагоприятных условиях, в которых иные типы уплотнений непри­менимы. Они применяются для уплотнения различ­ных рабочих сред, в том числе сжиженных газов при температурах от до .

Кольца применяются для уплотнения как поршней, так и штоков, причем в последнем случае они рассчитываются на пружинение внутрь (рис. 355, б).

К недостаткам этих колец относятся более жесткие, чем для колец из эластичных материалов, допуски на изготовление сопря­гаемых деталей, а также чувствительность к нарушениям качества и точности обработки. Кроме того, эти уплотнения не обеспечивают полной герметизации.

Наиболее широко эти кольца применяются для уплотнения поршней силовых цилиндров. В уплотнительном узле приме­няется одно или несколько колец (рис. 355, в), однако герметиза­ция осуществляется в основном первым, со стороны давления, кольцом.

Опыт показывает, что второе уплотнительное кольцо со ступенчатым замком снижает утечки примерно на 15%. Однако при применении нескольких колец удлиняется межремонтный срок уплотнительного узла, так как по мере износа первого со стороны давления, а следовательно, более нагруженного кольца в работу вступают последующие кольца.



Рис. 356. Схемы, иллюстрирующие принцип действия уплотнения поршневого типа


На основании опыта можно рекомендовать при давлении жид­кости 200 - 220 и для диаметров цилиндров до 75 два поршневых кольца и для диаметров до 150 — три кольца; при невысоких давлениях (до 100 ) обычно применяют одно или два кольца.

Опыты показывают, что при качественном изготовлении ука­занные кольца (2 - 3 кольца в уплотнении) обеспечивают практи­чески полную герметичность при давлении 210 и темпера­турах до ; в отдельных же случаях их успешно можно применять при давлениях до 500—700 и скорости поршня до 300 и выше.

Если диаметр цилиндра равен диаметру кольца при обжатии, при котором обрабатывалась внешняя поверхность, такое кольцо обеспечивает достаточно равномерное радиальное давление по периферии и хорошую плотность контакта с цилиндром. Однако, если кольцо установлено в цилиндр, диаметр которого отличается от указанного номинала, равномерность распределения радиаль­ного давления нарушится и кольцо в некоторых точках может потерять контакт с цилиндром. Это наблюдается также и при нару­шении цилиндричности зеркала цилиндра.

Допуски на изготовление цилиндров, принятые в ряде отрас­лей машиностроения, приведены в табл. 18.



Таблица 18

Допуски на изготовление цилиндров

Кольца изготовляют из материала, обладающего упругостью и антифрикционными свойствами (серого чугуна, бронзы, текстолита, графита и металлографитовой массы). Наиболее широко распространены кольца из серого чугуна; твердость этих колец после термической обработки HRB 98 – 106.

Применяют прямой (рис. 357, а), косой (рис. 357, б) и ступенчатый (рис. 357, в) стыки (замки). Прямой стык применяют при средних давлениях (до 50 ), косой (угол ) при средних давлениях (от 50 до 150 - 200 ) и ступенчатый — при более высоких давлениях. Благодаря тому, что в ступенчатом замке (рис. 357, в) стыкую­щиеся ступенчатые концы кольца перекры­вают друг друга, уменьшается стыковой за­зор и соответственно повышается герметич­ность соединения. Часто одну из сопряженных поверхностей в замке выполняют плоской (параллельной торцовой поверхности), а вто­рую — выпуклой (рис. 357, г), поэтому по­вышается удельное давление в стыке кольца под нагрузкой, способствующее повышению герметичности.



Рис. 357. Схемы стыков (замков) разрезных поршневых колец


Кольца со ступенчатым замком практи­чески можно применять при диаметрах поршня не менее 35 . При меньших диа­метрах поршня кольца с этим стыком не применяют из-за трудности монтажа.

Величина стыкового зазора кольца (рис. 357, а) в сво­бодном его состоянии и величина , на которую этот зазор умень­шится при монтаже поршня с кольцом в цилиндр, определяют напряжение кольца в сжатом положении и при надевании его на поршень. Для практических расчетов можно пользоваться величиной выреза , где - радиальная толщина (высота) сечения кольца.

Кроме того, вырез должен быть таким, чтобы в смонтированном кольце в замке был сохранен зазор , необходимый в основном для компенсации неточностей изготовления цилиндра и искажений его диаметра по ходу поршня. Величину этого параметра выбирают равной для цилиндров диаметром до 50 - 70 и — для цилиндров диаметром больше 250 .

В табл. 19 приведены рекомендуемые размеры (в ) канавки под кольца и ширины зазора в замке.

При выборе значения ширины кольца обычно пользуются практической зависимостью .

Необходимо обеспечить плоскостность торцовых поверхностей колец и канавок поршня и строгую их перпендикулярность к оси поршня (или другой детали, на которой выполнена канавка).

Чистота обработки контактных поверхностей канавки под металлическое кольцо должна соответствовать .

Боковой зазор между кольцом и стенками канавки следует выбирать не более 0,02 - 0,03 для диаметров цилиндра до 100 и 0,03 - 0,05 для диаметров больше 100 . Шейка проточки в поршне под кольцо должна быть меньше на 0,20 - 0,25 внутреннего диаметра сжатого кольца, помещенного в цилиндре.



Таблица 19

Размеры (в ) канавки под кольца

Герметичность уплотнения разрезными поршневыми кольцами зависит от радиальной упругости последних, увеличиваясь с ее повышением. Эта упругость обеспечивается соответствующим выбором радиальной толщины сечения кольца, а в некоторых случаях применением различных вспомогательных распорных (пружинных) устройств. Для цилиндров диаметров (75 - 100 ) упругость кольца при максимальном его сжатии должна быть не менее 2 - 3 .

Радиальную толщину сечения кольца обычно выбирают из условия, чтобы отношение , где - внешний диаметр сжатого кольца в , было равно 16 - 24.

Для обеспечения герметичности соединения усилия, развивае­мые давлением жидкости на кольцо в радиальном и осевом направ­лениях, должны быть достаточно высокими, чтобы обеспечить пере­мещение кольца в канавке в рабочее его положение и создать требуемый контакт его с граничащими поверхностями. Поэтому эти усилия должны преодолевать силы трения, возникающие на всех поверхностях контакта. Очевидно, преобладание сил, дей­ствующих в радиальном направлении, может привести к столь плотному прилеганию кольца к зеркалу цилиндра, что стык тор­цовых поверхностей кольца со стенкой канавки не будет уплотнен. С другой стороны, значительное превышение осевых сил над радиальными и развивающиеся при этом большие силы трения по торцовым поверхностям мо­гут препятствовать созданию плотного контакта между" внешней поверхностью коль­ца и зеркалом цилиндра. Практика показывает, что усилия в осевом и в радиальном на­правлениях должны быть примерно равны.

На рис. 358 показана эпюра сил давления жидкости, дейст­вующих на кольцо (пружинением кольца пренебрегаем). На по­верхности и кольца действует полное рабочее давление жидко­сти (противодавление принимаем равным нулю) и на противопо­ложные им поверхности — давление, понижающееся от рабочего давления до (зазором пренебрегаем).

Рис. 358. Силы, действующие на поршневое уплотнительное кольцо


При параллельной щели (зазоре) падение давления в ней будет ли­нейным. При этом среднее контактное давление может быть принято равным , в соответствии с чем усилие, действующее в осевом направлении на единицу длины окружности, может быть вычислено

(490)

и в радиальном сопротивлении



, (491)

где и - ширина и радиальная высота кольца.

Этим силам соответствуют силы трения (на единицу длины) в осевом и в радиальном направлениях:

; , (492)

где - коэффициент трения.

При условии, что коэффициенты трения в обеих парах поверх­ностей равны между собой, уплотняющее усилие в радиальном направлении будет равно и в осевом . Соотношения между радиальным и осевым усилиями опреде­ляется в основном размерами сечения поршневого кольца. Оче­видно, для соблюдения при одних и тех же материалах деталей условие необходимо, чтобы . Прочие параметры этих колец рас­считываются по ГОСТу 7295—63.

Рис. 359. Сечение уплотнительного кольца с разгрузкой от действующих сил давления жидкости




Поделитесь с Вашими друзьями:
1   2   3   4   5   6   7   8


База данных защищена авторским правом ©vossta.ru 2019
обратиться к администрации

    Главная страница