Контактные уплотнения вращающихся валов - Чичинадзе А.В., Голубев Г.А., Кукин Г.М., Лазарев Г.Е.

Автор: Чичинадзе А.В. Голубев Г.А. Кукин Г.М. Лазарев Г.Е.

Теги: детали машин передачи (механические) подъемно-транспортное оборудование крепежные средства смазка инженерия машиностроение конструирование гидравлика издательство машиностроение

Год: 1976

Похожие

Торцовые уплотнения вращающихся валов

Инерционные автоматические трансформаторы вращающего момента

Контактные задачи в машиностроении

Детали машин и основы конструирования

Текст

Контактные
уплотнения
вращающихся
валов
Москва «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1976
6П5.3
К64
УДК 621.824 : 62-762
Авторы:
Г. А. Голубев, Г. М. Кукин, Г. Е. Лазарев, А. В. Чичинадзе
Рецензент Д. Н. Гаркунов
Научный редактор А, В. Чичинадзе
К64 Контактные уплотнения вращающихся валов. М., «Ма-
шиностроение», 1976.
264 с. с ил.
На обороте тит. л. авт.: Г. А. Голубев и др.
В книге обобщены результаты теоретических и экспериментальных исследова-
ний в области трения, износа, расчета и проектирования контактных уплотнений
вращающихся валов для различных условий работы, в том числе для работы
в агрессивных средах.
Книга предназначена для инженеров-конструкторов машиностроительных
заводов, проектно-конструкторских организаций и научно-исследовательских ин-
ститутов.
31302-040
К -б38-(б1)-76 40~76 6П5 3
© Издательство «Машиностроение», 1976 г.
Предисловие
Широкое развитие гидравлического машиностроения в различных
отраслях техники выдвигает в ряд важнейших проблем обеспе-
чение герметичности подвижных и неподвижных соединений дета-
лей машин с помощью специальных устройств. Практический опыт
решения этой задачи в применении к конкретным гидравлическим
машинам, накопленный в нашей стране и за рубежом, результаты
многочисленных экспериментальных и теоретических исследова-
ний привели к необходимости сделать обобщения и обменяться
имеющейся информацией. Важность этого давно понята. Доста-
точно напомнить о международных конференциях по уплотнениям,
проведенных под эгидой Британской ассоциации инженеров-
гидравликов и других организаций, о систематически проводимых
в Дрездене международных конференциях цо резиновым уплотне-
ниям.
Сформировалась самостоятельная область знаний, новая науч-
ная дисциплина — герметология, изучающая закономерности ра-
боты, механизм герметизации, особенности конструирования и
другие вопросы, связанные с обеспечением герметичности соедине-
ний деталей машин.
В области герметологии целесообразно иметь единый межотра-
слевой координирующий все работы орган, направляющий деятель-
ность научных работников и инженеров-герметологов.
Предлагаемая книга посвящена в основном контактным уплот-
нениям манжетного и торцового типов. К сожалению, некоторые
моменты, имеющие практическое значение, не нашли в ней отра-
жения.
В книге последовательно излагаются вопросы расчетов кон-
тактных давлений, теплового режима и утечек, а также выбора
и сочетаний материалов для герметизаторов. Кроме того, рассмо-
трены вопросы влияния технологических факторов на надежность
и долговечность. Книга составлена на базе обобщения большого
числа работ зарубежных и отечественных исследователей. Она
посвящена частному, но вместе с тем наиболее важному вопросу —
уплотнениям валов, в которых имеет место трение деталей. В ней
изложен большой круг вопросов, с которыми сталкивается инже-
нер, занимающийся разработкой, испытаниями и эксплуатацией
з
уплотнений, рассматриваются различные стороны проектирования,
расчета, экспериментальной оценки работоспособности уплотне-
ний, технологии их изготовления и контроля, материаловедения
и т. д.
В книге даны общие рекомендации по выбору типа герметизи-
рующего устройства (ГУ), так как конкретные рекомендации,
кроме чисто технических вопросов, связаны с оценкой стоимости
герметизатора, обеспеченности сырьем, возможных сроков отра-
ботки и организацией серийного производства и т. д.
Вопросы, связанные с правильным выбором резины для ман-
жетных герметизаторов с учетом рабочей жидкости, режимов
работы и требуемой долговечности, подробно не анализируются,
так как наиболее перспективным в настоящее время направлением
в герметологии является создание новых конструкций гермети-
заторов.
Авторам хотелось бы дать справочное руководство по кон-
струированию манжетных и торцовых герметизаторов и методам
их экспериментальной отработки.
Книга содержит большое число примеров реальных конструк-
ций и новых конструкторских идей. Элементы расчетов, приведен-
ные в книге, апробированы.
Необходимо отметить, что по многим вопросам авторы не имеют
готового решения, а лишь конкретизируют проблему и намечают
пути ее решения.
В связи с тем, что термин «уплотнением имеет два различных
толкования: повышение плотности, например уплотнение бетон-
ной смеси, и устройство для герметизации, целесообразно упоря-
дочить терминологию. В гл. I и частично в гл. II не употребляются
термины уплотнение, уплотнительное устройство, уплотнительная
способность и другие родственные слова, а используются термины
герметизатор, герметизирующее устройство, герметизирующая
способность и т. д., что, по мнению авторов, является более логич-
ным.
Гл. I написана Г. А. Голубевым и А. В. Чичинадзе, гл. II —
Г. М. Кукиным, А. В. Чичинадзе (§§ 1—4, § 6) и Г. Е. Лазаревым
(§§ 4,5,7), гл. III— Г. М. Кукиным, А. В. Чичинадзе и Г. А. Го-
лубевым. Авторы выражают признательность рецензенту д-ру техн,
наук Д. Н. Геркунову, сделавшему ценные замечания.
ГЛАВА
I
Вопросы расчета и конструирования
резиноармированных манжетных
герметизаторов
§ 1. МЕТОДЫ РАСЧЕТА КОНТАКТНОГО ДАВЛЕНИЯ
Общие замечания
Давление, оказываемое эластичным элементом манжеты на вал,
является одним из важнейших параметров, определяющих герме-
тичность сопряжения. Это давление называют контактным. Для
каждой конкретной манжеты (конструкция, материал) и условий
работы (перепад давления, температура и вязкость среды) суще-
ствуют критические значения контактного давления, ниже кото-
рого герметизация невозможна. Для того чтобы увеличить долго-
вечность манжеты, стремятся создать контактное давление не-
сколько более критического значения. Так, Бринк рекомендует
величину контактного линейного давления от действия пружины
<7„р около 155 гс на каждый дюйм диаметра вала (~60 гс/см) [116].
Для манжет автомобиля, устанавливаемых на вал без предвари-
тельного натяга, рекомендовалось qlip = 15-5-22 гс/см при ско-
рости v 4 м/с и <?пр = 9,5-s-13 г/см прн v 15 м/с. Т. М. Башта
рекомендует значение 7пр = 12-5-15 г/см при отсутствии давления
жидкости [7]. Позже было установлено, что для манжет автомо-
билей при v = 4 м/с можно на 15—30% увеличить срок их службы
при линейном давлении 7пр = 5-5-8 г/см [93]. Ранее В. Селл
рекомендовал создавать контактное линейное давление 45—50 г/см
при v = 8 м/с и 27—30 г/см при v = 18 м/с.
Вместе с тем расчет линейного контактного давления затруд-
няется следующими обстоятельствами.
I. При контактировании манжеты с валом контактное давление
по ширине (в осевом направлении) распределяется по сложному
нелинейному закону. В качестве примера на рис. 1 представлены
типичные эпюры линейного контактного давления для манжет
[127].
Как правило, удается приблизительно определить только
среднее значение линейного контактного давления (иногда соответ-
ствующее экспериментально найденному максимуму эпюры). По-
пытка аппроксимировать эпюру давления участком синусоиды
и дать аналитическое выражение для ее расчета была предпринята
А. М. Фоманиным [98, 99].
II. Поскольку в любом реальном узле имеет место некоторый
статический и динамический эксцентриситет в зоне размещения ГУ
на валу и в корпусе, то контактное давление оказывается пере-
5
дст.кес/см! ian./W*
Рис. 1. Эпюры распреде-
ления контактного дав-
ления для некоторых
наймет по данным:
а — Исиваты; б —
Г. А. Голубева
менным по периметру вала, а также в каждой точке контакта и
во времени.
Радиальное усилие по периметру герметизирующего элемента
неравномерно распределяется также по следующим причинам
[87, 881.
1. Внутренний dH и наружный DH диаметры манжеты непостоян-
ные (в различных сечениях, проходящих через ее ось), т. е.
Рис. 2. Диаграммы разностеииости манжет (реаииа иа основе ааучуковСКН-18,
СКН-26; внутренний диаметр манжеты 50 мм)
6
— var.' Максимальные значения этой величины назы-
вают разностенностью манжеты.
На рис. 2 показаны диаграммы разностенности, отложенные
радиально от некоторой нулевой окружности. Многочисленные
обмеры манжет для экскаваторов с = 60 мм, произведенные
А. А. Теасте, показывают, что максимальное значение разности
диаметров ADM в пределах 0,2—0,4 мм наблюдается у 32% обме-
ренных манжет; 0,4—0,6 мм — у 24% манжет, а в пределах 0,6—
0,8 мм — у 12% манжет. У тех же манжет максимальное значение
разности в интервале 0,2—0,4 мм имели 30% манжет, в интер-
вале 0,4—0,6 мм—14%, а в интервале 0,6—0,8 мм—20%
обмеренных манжет.
2. При запрессовке в отверстие корпуса манжета принимает
размер отверстия, а частичное выдавливание слоя резины, закры-
вающего арматуру, изменяет конфигурацию всего сечения ман-
жеты.
3. Неравномерное радиальное усилие на манжету оказывает
браслетная пружина в месте расположения ее замка. Из эпюры
распределения радиального усилия по периметру манжеты следует,
что замок браслетной пружины увеличивает местную радиальную
нагрузку на 20% [88].
4. Неравномерное радиальное усилие может быть следствием
неоднородности механических свойств резины и дефектов манжеты.
III. В процессе работы манжеты изменяется ширина зоны кон-
такта манжеты с валом вследствие приработки и изнашивания
поверхностей, а также перепада давления на манжете.
IV. В процессе работы под влиянием температуры, развиваю-
щейся при трении, и внешних воздействий изменяются физико-
механические свойства материала манжеты.
V. При значительном изнашивании первоначальный профиль
манжеты искажается.
Иногда эти трудности не удается преодолеть, и контактное
давление определяют только экспериментально [14, 75].
В связи с тем, что манжета является осесимметричным телом
сложной формы, которая к тому же может изменяться в процессе
работы, принято выбирать для расчета упрощенную модель
манжеты в форме тела, ограниченного в сечении отрезками прямых
линий. Существует два направления моделирования манжеты.
Первое направление рассматривает элементарный участок ман-
жеты, образованный бесконечно близкими осевыми сечениями, как
статически неопределимую балку с заделкой на одном конце и под-
вижной опорой на другом. Принимают во внимание, что манжеты
обычно изготовляют из высокоэластичного материала и собствен-
ная жесткость конструкции мала, так что давление через эластич-
ный элемент передается на вал. Находят значения опорных^реак-
Ций между манжетой и валом и полученные значения распро-
страняют на весь периметр контактной зоны, т. е. по-существу,
7
рассматривают пластину с заделкой и опорой, нагруженную «в про-
лете» (плоское напряженное состояние). Подобная модель была
использована впервые Г. Г. Давлетбаевым и В. Селлом и потому
может быть названа моделью Давлетбаева—Селла. Рассмотрение
этой модели приводит к удобным формулам, которые можно исполь-
зовать для ориентировочной оценки контактного давления [55,98].
Расчет получается более сложным, но и более точным, если
рассматривать модель профиля манжеты в виде балки с переменным
по длине сечением, приближающимся по форме к профилю манжеты
1123]. В работе [69] в общем виде определяли радиальное усилие,
оказываемое манжетой на вал при установке ее с натягом: наруж-
ная и внутренняя границы поперечного сечения эластичного эле-
мента описывались неизвестными функциями уг (х), уг (х). К сожа-
лению, в работе не привели примера расчета радиального усилия
по полученным формулам.
Второе направление заключается в моделировании манжеты
осесимметричной оболочкой. Такая модель впервые была приме-
нена в работах [122, 127, 128] с целью изучения влияния динами-
ческого эксцентриситета. Однако в них не были получены зависи-
мости, связывающие контактное давление с основными параме-
трами манжеты. Модель манжеты в виде короткой цилиндрической
тонкостенной оболочки с заделкой с одной стороны и опорой —
с другой для определения контактного давления от воздействия
Различных силовых факторов впервые проанализирована в работе
26].
А. А. Теасте моделировал манжету конической оболочкой или
двумя коническими оболочками в зависимости от формы профиля
манжеты [88]. Полученные им системы линейных алгебраических
уравнений для определения постоянных, входящих в формулу
контактного усилия, решались на ЭВМ.
Все известные расчеты основаны на предположении, что мате-
риал эластичного элемента является несжимаемым, а деформация
его в исследуемых пределах описывается линейной теорией упру-
гости.
Интересно отметить, что при моделировании губки манжеты
тонкостенной цилиндрической оболочкой А. М. Фоманин получил
формулу для расчета контактного давления для случая нагружения
манжеты браслетной пружиной и усилием, возникающим при
постановке манжеты на вал с натягом, в которой слагаемое,
обусловленное натягом по валу, совпало с выражением, получен-
ным Селлом [98].
Разумеется, все известные методики расчета контактного
давления являются приближенными. Полученное в ряде работ
почти точное совпадение расчетных и экспериментальных данных
без указания точности измерения и принятой методики сопоставле-
ния результатов не может быть признано объективным.
Рассмотрим две методики оценки контактного давления. В пер-
вой будет использована модель Давлетбаева—Селла, во второй —
8
модель манжеты в виде оболочки. Полученные расчетные зависимо-
сти являются, на наш взгляд, наиболее простыми и удобными для
инженерной практики.
Силы, действующие на манжету
На манжету, установленную на валу гидравлической машины,
в статическом состоянии (вал не вращается) в общем случае дей-
ствуют силы, обусловленные деформацией герметизирующего
эластичного элемента при монтаже манжеты с натягом, растяже-
нием кольцевой пружины и избыточным давлением герметизируе-
мой среды. Эти силы прижимают эластичный элемент манжеты
к валу, что приводит к формированию поверхностей контакта —
номинальной Аа = 2пг„а (где гв—радиус вала,, а—ширина
зоны контакта манжеты с валом) и фактической Аг.
Таким образом, статическая составляющая контактного давле-
ния q„, представляющая собой радиальное усилие Рсг, приходя-
щееся на единицу номинальной поверхности контакта, может быть
представлена в следующем виде:
Qct — *7упр Н-*7пр “Ь *7дагл’ 0)
гДе 7уир> 7пр. Ялавл — составляющие контактного давления, обу-
словленные наличием предварительного натяга р манжеты на
валу, воздействием пружины и давления среды.
В табл. 1 приведены некоторые формулы для расчета стати-
ческого контактного давления. В формулах для оценки радиаль-
ного усилия, приходящегося на единицу периметра вала, сделаны
преобразования, дающие средние номинальные статические значе-
ния контактного давления (обозначения входящих величин —
авторов).
а)
Рис. Э. Геометрические харак-
теристики модельного профиля
манжеты, приведенные в табл. 1:
а — для пп. 1—7; б — для п. 8
9
Таблица 1
Формулы для расчета статического контактного давления <?ст для манжет
№ п/п Автор, год, источник Формулы для расчета ?ст Примечание
1 В. Селл, 1955 . PEF . ₽£Л» <7р + <7изг- w 1 4/1в Не учтены Яр - к. <7пр. <7давл
2 А. В. Ваксман, 1957 . ₽££ . Т <7р + <7пр = 1 ГВГМ° гъа Не учтены <7изг. <7р. к. ‘/давл
3 К. В. Зайцева, 1956 т <7пр_т^ Не учтены <7упр- <7давл
4 Г. Г. Давлетбаев, 1953, 1956 [30] - т <7пр + 9давл — + . F /cos*а + 5 а Рж (*=4или 5=4) Для манжеты с одним конусом. Не учтено ifynp
5 Г. В. Макаров, 1965, 1973 [56] т <7пр + Фдавл ~ + Рж гв° Не учтено <7упР
6 М. В. Раздолнн, 1965 [70] <7упр + <7давл = Яр + ^нэг + ₽££ p£fe» '+’<7давп ГвГмД 1 41*а 1 , „ I APZ° + Рж-Ь-7^- Не учтены <7р. к,<7пР
7 Л. А. Кондаков, 1967 [45] 9упр + ?пр + Фдавл = Яр + + ?нвг 4~ ?пр 4~ 9давл = р££ , p£fe» , 1 “ гча + 41»а + а x[p;o+~<l£M]+ + Рж + 44 O-tg’0) Не учтено Яр. к
10
Продолжение табл. 1
/й I Автор, год,
п/п I источник
| Формулы для расчета qcr
Примечание
Б. С. Цыбук,
В. К- Коморннц-
кий-Кузнецов,
В. С. Юровский,
1967 [102, 1111
<7упр + <7пр + <7давл — <7р +
+ <7изг + <7пр + <7давл =
= 9—X
2лгвв
рЕа,л
2г*
1 j------4.
‘ 2гмЛ + Л2 '
Р
ЗЕ/, ЗЁ Х
и
-I-
2 /
, , h2a,
+ 8G/i 80/а
г<Ц'+-Н)
з , , Л2а1 з
у __ -1________
х 8 - ‘ /а 8
3/
Формула громозд-
ка
Не учтено qp. к
X
+
2
8
, 5
+ ЛГ2Ьр;
Примечание. Т — осевое усилие пружины при растяжении; соответствующем
изменению радиуса кольца пружины на рпр при постановке ее на манжету; Е; G — ста-
тический модуль упругости резины при растяжении и сдвиге; I,; 1, — моменты инерции
прилегающей к валу части манжеты F = па («кольцо») н соединительной части («ножка»);
Рж, Др — давление жидкости н перепад давления на манжете; Рпр. 0 — начальное усилие
пружины; с — жесткость пружины; |Л — коэффициент Пуассона.
Геометрические характеристики модельного профиля манжеты
указаны иа рис. 3. Составляющие контактного давления qp, q„3T,
qp.K рассмотрены ниже.
Вывод формул
Модель Давлетбаева—Селла. Схематизированный элемент ман-
жеты (рис. 3) позволяет представить упругую составляющую
статического контактного давления в виде суммы [27]:
• Чупр= Яр “I” *7изг» (2)
11
Где qp — составляющая, возникающая от растяжения контакТи-
рующей с валом части манжеты, а 7ИЗГ — от изгиба профиля на
величину радиального натяга р.
Можно принять во внимание растяжение не только контакти-
рующей с валом части, но и связанного с ней конического участка
профиля («ножки»), тогда
<7упр — Яр + Янзг + Яр. к- (3)
Контактной поверхностью Аа = 2пг^а воспринимается, воз-
никающее при растяжении конической части усилие Рк:
Рк = 2пгва^р.к. (4)
При растяжении конуса манжеты для сечения х (рис. 4)
dPK = qx2ndFx.
Если принять закон Гука для резины, учитывая, что стати-
ческие деформации малы, т. е.
dFx = kdx, qx = e.xE,
где еЛ — относительная деформация в сечении х;
еж = — =---------—;
Гх ru f- х tg а
тогда
dPK = 2nkEe.xdx.
Считая величину k постоянной, получим
^0
Рк = 2nkE f er dx.
(5)
Приняв квадратичный закон изменения радиального натяга
Рх=Р~
*0
что приблизительно соответствует действительной картине дефор-
мации профиля и удовлетворяет граничным условиям на участке
/0 (при х = 0 = Р, при х = /0 Рх = 0),
и сравнив выражения (4) и (5), после
интегрирования н преобразований имеем
Рис. 4. Схема к выводу ?р. к
12
(2 \
'-т-Н'+^Н-т-
С учетом формул для qp, q„3r (табл. 1)
и формулы (6) окончательно получим
<7упр = Л ’V’» (7)
Безразмерные коэффициенты А, и А 2 зависят только от геоме-
трических характеристик профиля манжеты.
Формула (7) позволяет оценить влияние отдельных элементов
конструкции манжеты на величину контактного давления 7упр.
Оно возрастает с увеличением модуля Е, средней толщины про-
филя k, предварительного натяга 0 и уменьшается при возрастании
радиуса вала гв, ширины зоны контакта а, высоты конической
части I и параметра у, характеризующего коническую часть
манжеты.
Для создания дополнительного радиального усилия на манжеты
часто устанавливают цилиндрические винтовые пружины растяже-
ния круглого сечения. Распространение получили пружины со
средним диаметром витка 1,7 и 2,5 мм, диаметр проволоки 0,3—
0,4 мм.
Характеристики некоторых пружин можно выразить уравне-
нием
Т = Г, + с &L,
где Ti — предварительное натяжение, которое обеспечивается
технологией изготовления пружин (с закрытой навивкой, витки
пружины соприкасаются). Если растягивающая сила Т > Ти
то пружина приобретает удлинение Д£ = LK — L„ (где LK, LH —
соответственно конечная и начальная длина пружины).
Для указанных пружин
Г = 0,122 + 0,975 (-у2----1
Уравнение равновесия для элементарного участка кольцевой
пружины с центральным углом dtp имеет вид
dP;p = 2dTsin-^-«d<pdT.
После интегрирования находим суммарную радиальную силу
от пружины:
РПр = 2лс Д£.
(8)
Для указанной выше пружины с погрешностью до 2% можно
записать
pw=6(i—).
Величина дополнительного натяга вследствие уменьшения
внутреннего диаметра манжеты под действием пружины при
прочих равных условиях зависит от состояния резины. На манже-
тах после длительного хранения или на манжетах, искусственно
состаренных, дополнительный натяг обычно не превышает 0,1—
0,2 мм на сторону. Дополнительный натяг от пружины влияет
на работоспособность машины, особенно при невысоком давлении
рабочей среды и в рабочем режиме, когда под действием темпера-
туры резина несколько размягчается.
При установке на манжету профиль пружины изменяется и
уменьшается ее внутренний диаметр. Одновременно уменьшаются
и размеры самой кольцевой пружины на величину 2л0о, где 0О —
радиальное уменьшение свернутой в кольцо пружины, причем 0О
близко к величине дополнительного натяга от пружины. Радиаль-
ное усилие при этом
Л1Р. о = 2лс(Д£—2л0о). (9)
Таким образом, когда на манжету в свободном состоянии уста-
новлена пружина, возникает равновесие системы манжета —
пружина. Очевидно, при этом сила реакции манжеты, характери-
зующая упругие свойства резины и особенности конструкции,
равна Рпр. о- Это обстоятельство можно использовать при стати-
ческих исследованиях манжет. Упругие свойства манжет из раз-
ных резин можно характеризовать различными значениями Рпр.о»
соответствующими разным значениям 0О. Аналогично этому
можно сравнивать упругие свойства манжет из одной резины,
но имеющих разную конструкцию, и получить сравнительную
характеристику^радиальной жесткости манжеты.
Если упругость манжеты недостаточна, радиальная сила,
обусловленная действием пружины, уменьшается. Дополнитель-
ный натяг не может быть больше некоторого критического значе-
ния, определяемого соотношением
О<Ро<0окр = 4й-’ (10)
которое вытекает из уравнения (9), если принять Рпр. о = 0.
Исследования показали, что равновесие системы манжета —
пружина наступает в основном через 6—8 ч, хотя вследствие релак-
сационных процессов в резине внутренний диаметр пружины
уменьшается незначительно в течение 24 ч после ее установки на
манжету. Величина дополнительного натяга от пружин линейно
зависит от осевой нагрузки пружины (или от £„, если LK задана).
Так, для манжеты с одним конусом из бутадиен-нитрильной резины
с твердостью 85 (размеры манжеты 58 x 78 x 7 мм) было получено
при LH = 1404-190 мм
20о= 1,33 — 0,0064LH.
Исходя из-принятой модели манжеты рассмотрим элемент
манжеты (рис. 5) и контактные усилие и давление от действия
пружины на манжету. В общем случае конструкция манжет такова,
что плоскость действия радиальной силы Рпр не совпадает с зоной
контакта а, а действует на участке /.
14
Рис. Б. Схема к расчету ?пр:
а — элемент манжеты; б — схема «балки»
Реакция опоры
, dP' cos a 3llL — 1%
Л __ UP , *• *•
У ~ 2 L*
где L = /х 4- 12— длина «балки» (рис. 5).
Тогда
dP пр —
з/^L —
2L»
РПр — 2пТ
3ljL-l32
2L3
Чпр — Аз гм >
(П)
з(Л+,)_1
где А3 = —*-±-.—-----безразмерная константа, зависящая
2(Ъ')
от места расположения пружины на манжете.
Контактное давление дпр возрастает при увеличении нагрузки
Т, последнее может быть достигнуто, например за счет увеличения
удлинения пружины Д£ путем уменьшения начальной длины LH.
При увеличении радиуса вала гв, ширины зоны контакта а и
отношения li/lt давление <?пр уменьшается.
Поверхность контакта манжеты с валом воспринимает усилие,
складывающееся из усилия от действия давления герметизируемой
среды на участок манжеты, соприкасающийся с валом (Pi), и
воздействия перепада давления Др на коническую часть манжеты.
Для принятой модели (рис. 6)
Рз^Р^яг^
15
С целью определения Pt предварительно найдем реакцию
опоры от действия распределенной нагрузки q (кгс/м):
л' з ,
Л =-8"^-
Тогда
dP = Ау
* cos а 8 cos а
Интенсивность нагрузки через давление жидкости может быть
выражена так
Ар dS
где dS — поверхность элементарного участка конического рези-
нового барабана; L — образующая конуса; 2а — угол при вершине
конуса.
Поверхность dS можно выразить следующим образом:
dS — nL (2гв L sin а),
что далее позволяет найти
‘«’.=-5-5^-^.+ <')«<*
где у = L sin а.
После интегрирования окончательно находим
Я дат = Рж + "в- ’ а C0S2a • (12)
Если давление за манжетой равно атмосферному, то
Я дат — ^«Рж>
(12а)
3 /
где А = 1 + -g—д‘со><х— безразмерная константа, зависящая
Рис. в. Схема к расчету ?давл
16
только от геометрических раз-
меров профиля манжеты.
Таким образом, величину
М статического контактного дав-
ления можно определить по
формуле
Ясг — А —h Аз + АРж-
(13)
Радиальное усилие Рупр, воз-
никающее при установке маиже-
ты на вал с радиальным натя-
гом 0, переменно по окруж-
ности вала, если имеется стати-
ческий эксцентриситет.
Под статическим эксцентри-
ситетом б2 понимают расстоя-
ние между осью вращения вала
и осью внутреннего диаметра
манжеты в собранном узле. Его
величина и направление сохра-
няются неизменными во време-
ни. Статический эксцентриси-
тет представляет собой геомет-
рическую сумму эксцентрисите-
та б! отверстия под манжету
в корпусе машины относитель-
но оси вращения вала и эксцент-
риситета б2 внутреннего и на-
ружного диаметров самой ман-
жетой. Эксцентриситет б, обыч-
но составляет 0,1—0,2 мм, б2
достигает 0,25 мм, а эксцентри-
ситет б2 оказывается соизмери-
мым с радиальным натягом 0,
составляющим для многих ман-
жет 0,2—0,5 мм.
Закон изменения натяга 02 (ip) по периметру манжеты может
быть найден из рассмотрения уравнения окружности радиусом гн
с учетом параллельного переноса координаты у на величину
эксцентриситета б2 (рис. 7):
X2 + G,+ 6S)2=4
где х = р cos if, у = р sin if, р — текущее значение радиуса-
вектора.
Решив это уравнение относительно р и приняв во внимание
малость 61 cos® if по сравнению с /•£, приходим к выражению
0Ф=±(Р— rM) = 62sinif.
Тогда
0г = 0 + 0* = 0 + б2 sin if. (14)
Усилие Рупр изменяется по синусоидальному закону и зависит
от величины статического эксцентриситета.
Измерения контактного давления показывают, что при наличии
эксцентриситета б2 будет переменной по окружности вала также
составляющая 7упр- Это связано с тем, что ширина контакта a (if)
Для каждого сечения изменяется не в строгом соответствии с изме-
нением 02(if), т. е. В, /д 4= sin а.
2 Г. А. Голубев и др. 17
Приближенно учесть это обстоятельство можно, подставив
в формулу (7) значения натяга, определяемого выражением (14).
Методика расчета контактного давления. Формулы для при-
ближенного расчета контактного давления (табл. 1) включают
геометрические параметры исходного профиля манжеты. Так,
в некоторых работах исходили из постоянного значения поверх-
ности контакта при различном давлении герметизируемой среды.
В исследованиях авторов выявлена линейная зависимость
ширины зоны контакта от давления жидкости перед манжетой
[23]. Эта зависимость справедлива как для начального (стати-
ческого) значения поверхности контакта Ат, так и для конечного
значения А^, которое вследствие приработки и износа оказывается
выше начального значения:
^он — ?1 + ^Рж‘> 1 ...
где Si. Ёз. 5s. 5s— константы для данной конструкции, материала
и режима испытания.
Таким образом, используя в формуле (13) значения аи или ак,
можно определить величину контактного давления для начального
или конечного момента работы.
В качестве критериев, характеризующих геометрию профиля
манжеты при различных значениях ширины контакта а, примем
соотношения:
L — а -|- /х -|- /а = const;
b = const.
(16)
Для приближенного расчета соотношения (16) вполне допусти-
мы. Точно учесть зависимость контактного давления от нагрузки,
принимая во внимание фактическое изменение профиля манжеты,
практически невозможно.
Пример. Манжета 80X 104Х 7 мм из резины на основе бутадиеи-иитрильиых
каучуков с модулем упругости Е — 139 кгс/см2. Геометрические характеристики
манжеты:
h = 4 мм; у = 3 мм; А = 2,3 мм; Р = 0,4 мм; гв = 40 мм; ги = 39,6 мм;
L = 6,6 мм; Ь = 2,8 мм; Л t — 0,03; ан = 0,3 + 0,34рж мм, причем рж в кгс/см2.
Усилие пружины Т = 0,3 кгс. Результаты расчета приведены в табл. 2.
• Таблица 2
Результаты расчета манжеты 80X104 X 7 мм из резины на основе
бутадиеи-иитрильиых каучуков
Начальное контактное давление, кгс/см* Контактное давление (кгс/см*) при рж, кгс/см*
0 0,5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5
• ^vno 3.79 2,58 2,01 1.71 1,49 1,37 1,27 1,22
j**r ^пр 0,92 0,62 0,48 0.4 0,35 0,31 0,29 0,27
^ДАВЛ 0 3,3 5,03 6,2 7,04 7,83 8.46 9,07
^ст 4.71 6,5 7.52 8.3 8,88 9.51 10,02 10,56
18
Контактное давление <?ст. н на участке
рж = 0,5-е-3,5 игс/см’ приблизительно
линейно зависит от рж.
Важно заметить, что уже начиная с
рж = 0,5 кгс/см2 превалирует составляю-
щая контактного давления, обусловленная
давлением рж (рнс. 8.)
Моделирование оболочкой.
Сложный профиль уса манжеты
моделируется в целях упрощения
расчета короткой тонкостенной
цилиндрической оболочкой с осе-
симметричной нагрузкой, имею-
щей заделку с одной стороны и
подвижную опору — с другой
[26].
Рис. 8. Изменение относительной доли
составляющей <?давл при увеличении
давления среды
Рассмотрим, исходя из принципа независимости действия сил,
три задачи об определении реакций опоры при нагружении обо-
лочки: только внешним давлением рж (задача I), только неизвест-
ной силой, вызывающей радиальное перемещение края оболочки,
равное натягу 0 (задача II), или только сосредоточенной равно-
мерно распределенной по окружности силой S «в пролете» оболочки
(задача III).
Схема оболочки с
указанием граничных условий приведена на
рис. 9.
Принимаем следующие допущения:
1) давление, равномерно распределен-
ное по окружности вала и ширине
зоны контакта (аналогичное допущение
принимают во всех известных работах,
посвященных этому вопросу); 2) мате-
риал оболочки изотропный, однород-
ный, подчиняющийся закону Гука; 3)
гипотезы, характерные для теории осе-
Рис. 9. Схема моделей оболочки
19
Ряс. 10. Элементарный участок оболочки
симметричной деформации
тонкостенных оболочек (ги-
потезы: неизменности норма-
ли, об отсутствии взаимного
надавливания слоев оболоч-
ки; кроме того считаем, что
перемещения точек оболочки
малы по сравнению с ее
толщиной).
Для решения данной за-
дачи воспользуемся специаль-
но разработанным приемом,
изложенным в работе [11].
В связи с отмеченными допущениями решение можно считать
приближенным, пригодным для ориентировочной оценки.
Согласно теории осесимметричной деформации цилиндрической
оболочки на основе анализа деформаций элементарного участка
могут быть установлены следующие зависимости между внутрен-
ними факторами и перемещением w (рис. 10):
MX=D
<flw
d&~’

<flw
dx*~'
(17)
Q = D^-,
dx3 ’
где Nx, — нормальные усилия в осевом и окружном направле-
ниях; Мх, Ми— изгибающие моменты в тех же направлениях;
Q—поперечная радиальная сила; D = ---жесткость
оболочки на изгиб; Е, р — модуль упругости и коэффициент
Пуассона (для резины р = 0,5); г, 60 — радиус средней поверх-
ности и толщина оболочки.
Подстановка этих выражений в уравнение равновесия элемента
оболочки приводит к дифференциальному уравнению
dx* Dr* W— D rD ’
Для короткой оболочки, когда взаимным влиянием краев пре-
небрегать нельзя (при длине оболочки /<2,5]/Тб^), решение
этого уравнения согласно работе [11] можно выразить через
фундаментальные функции акад. А. Н. Крылова:
tw = CyVJ (koX) CjVj (&qX) -f- CgVg (koX) CtV4 (fegX) -f-
+ -^(1—— (18)
£o0 \ Ржг J’ ' '
20
где Vx (kgX), Vzik^), V3 (k^), V4 (k^) — функции A. H. Кры-
лова, представляющие собой линейные комбинации тригонометри-
ческих и гиперболических функций; clf с2, с3, с4 — постоянные
интегрирования, которые должны быть определены исходя из
граничных условий; Ло =
Г 3(1 — 11») 1V4
— ----—- — параметр, завися-

щий от размеров цилиндра.
Функции А. Н. Крылова табулированы, они обладают следую-
щими свойствами:
V[= — koW4; V'2 = koVi; Уз = коУ2; к; = ЛоК3;
Vx(0)=l; V2(0) = V8(0) = V4(0) = 0.
Используя (17) и (18), получим
=: k0 ( 4cjV4 -|- с2Vj c8Vg 4" С1Уз);
Мх = (—4а У3 — 4с2У4 + с3К1 -I- C4V2);
Q = feoD (—4d У2 — 4с2У3 — 4с3У4 + C4V1).
(19)
dw л
Задача 1 (рис. 9, о). Граничные условия: 1) х = 0; w — 0; 2) х — 0; = 0;
d?w
3) X = /; w = 0; 4) х = /; = 0.
' ' dx2
Из выражений (18), (19), используя граничные условия и решая полученную
систему уравнений, находим постоянные интегрирования и после преобразований,
выполненных в работе [26], получим
фдавл = 0»2 (гбо)’^ Фдавл>
(20)
4Vi+ V?-
ф -V -о' У1 _4у
*’давл — У4У3-У4У4
Задача II (рис. 9,6). Используя граничные условия: 1)х = 0; w = 0;2)х = 0!
=0; 3) х = /; w = Р; 4) х = /; = 0 и формулы (18), (19), опреде-
ляем постоянные интегрирования. После преобразований находим
з/2 ₽£ л
I -^-Фупр,
?ynp — 0,2
4V,.
(21)
л V? + 4V,V2
фупр- •
Задача ill (рис. 9, в). Граничные условия в этом случае следующие: l)*i = 0;
dw d*w _ (rW
ш=0; 2)X1 = 0, -g-=0;3)x1= /,; D= MH-, ^x^/,; D~£T =
= /?-S; 5) x,= 0; MH = D ; 6) x, = 0; -R = D ; 7) x. =
= /,; w = 0; 8) x, = /2; = 0.
21
Для решения этой задачи рассечем оболочку поперек вблизи точки приложе-
ния силы S. Воздействие отброшенной части оболочки заменим поперечной силой R
н изгибающим моментом Ми (оболочке с заделкой присвоим индекс 1, а оболочке
с опорой — 2).
После нахождения постоянных интегрирования через неизвест-
ные факторы 7? и Ми и определения этих факторов из условия
совместности для обоих участков оболочки (при х^, = а>2
dw, dwt \ л
и-^- = -^-) находим контактное давление от воздействия
на манжету пружины:
9np = ^пр« (22)
#nP = ^n + AAo,
причем
8 4ИЛ-4И,Кз’
Ф4 = 4Ф2У2—4Ф1У8 — 4Vt;
Ф6 = 4Ф2У8 — 4ФаУа— Уа;
У,Уэ + 4^ . У^-У^ .
Уг1 + 4У2У4 ’ У21 + 4У2У4 ’
ф У1Уг+4УаУа . ф_ ^з-У22 .
У1 + 4У2У4 ’ V* + 4V2V4’
(Ф2 4- Фр) Фр + (Ф1 — Ф») Ф?_.
0_______________________________(Ф, + Фр) (Ф,-I- Фр)-(Фз-Ф?)(Ф1-Фв) ’
ф _______________Ф»Фр + Ф2Ф?_________
11 ~ (Фр + Фр)(Фр+Фр)-(Ф.-Ф7)(Ф1-Ф.) ’
Функции Фдавд, Фупр, Ф1|р зависят только от геометрических
параметров рассматриваемой оболочки.
Пример. Для указанной выше манжеты геометрические размеры модельной
оболочки:
г = 41 мм; 60 = 2,3 мм; 14 = 2,5 мм; I = 4,7 мм; kal = 0,58; kolx = 0,31.
Для этой оболочки условие I < 2,5 Кг60 соблюдается, так как I = 0,47 см <
< 2,5 К4,1 0,23 = 2,4 см, т. е. данную оболочку можно рассматривать как ко-
роткую.
По таблицам функций А. Н. Крылова находим
(ед = 0,9811; V! (kolt) = 0,9985;
У2 (М) = 0,5778; Уг (k^) = 0,3099;
V» (*0/) = 0,1680; Уа (k^) = 0,0481;
V4 (*0Z) = 0,0325; V4 (Vi) = 0.0050.
22

Таблица 3
Результаты расчета контактного
давления, кгс/см1
Начальное контактное давление Давление среды рж
1.0 2,0 3,0 3,5
Фдавл 2.69 3,51 3.91 4,01
»упр 3,27 2,14 1,59 1,40
Фпр 2,17 1,42 1.05 0,93
fci 8,13 7,07 6,55 6,34
По приведенным формулам определяем
</>! = —25,383; </>, = -7,83; Ф8 = —2,425; Ф4=-4,843;
Ф4 = 3,897; Ф8 = 0,045; Ф7 = —0,009; Ф8 = 0,293;
ф„ =—0,045; ф10 = —0,795; Фи = —0,248;
Фдавл = 0,87; Фупр — 15,92; Фпр= 1,898.
Результаты расчетов контактного давления приведены в табл. 3.

'Чрасч
fymait 1

81 ? 5 Р^,кгс1смг
Рис. 11. Сопоставление расчетных н
экспериментальных данных по ве-
личине контактного давления:
?расч — по формуле (11); qi шах —
наибольшее значение по эпюре кои*
тактиого давления (рис. 1» О)
В связи с увеличением ширины, а следовательно, н поверх-
ности контакта с ростом внешнего давления по линейному закону
давление q„ уменьшается при возрастании рж, хотя радиальная
нагрузка при этом возрастает.
Полученные формулы могут быть использованы для оценки
контактного давления в нагруженных манжетах, а также при
расчете коэффициента трения. Экспериментальная проверка этих
формул выполнена в работе [26].
Расчетные и экспериментальные данные сопоставлены на
рнс. 11. Давление измерялось на пневматическом приборе.
§ 2. ДИНАМИЧЕСКИЕ ЭФФЕКТЫ,
ПРОЯВЛЯЮЩИЕСЯ ПРИ РАБОТЕ МАНЖЕТЫ
При работе машины в манжетном узле происходят процессы,
которые чаще всего являются нежелательными:
1) физико-механические и химические процессы взаимодействия
и изменения поверхностей при трении;
2) коррозия поверхности вала в зоне расположения резиноарми-
рованной манжеты в присутствии рабочей жидкости, атмосферной
влаги н смазки [27, 146];
23
3) изменение механических свойств материала под влиянием
температуры, герметизируемой среды, кислорода и озона воздуха,
радиации и т. д.;
4) развитие во времени деформационных процессов в резине
(например, для формирования фактической и номинальной поверх-
ности контакта необходимо определенное время, происходят реоло-
гические явления в материале манжеты — релаксация напряже-
ния и ползучесть [46]);
5) колебания эластичного герметизирующего элемента манжеты,
которые стимулируют усталостные процессы в ней, приводят
к увеличению износа, способствуют повышению температуры за
счет гистерезисного тепловыделения в резине [23, 27].
Причин, вызывающих колебания в манжете, может быть много.
Ниже остановимся на «упорядоченных» колебаниях, вызываемых
динамическим эксцентриситетом вала.
Геометрия контактирования в динамическом режиме. Динами-
ческий эксцентриситет 6 представляет собой расстояние между
осью поверхности вала, на которой устанавливается манжета,
и осью вращения при рабочих оборотах вала. Если пренебречь
незначительными колебаниями положения оси вращения в про-
цессе работы, наблюдающимися в некоторых узлах, то величину
26 можно рассматривать как максимальное значение динамиче-
ского биения поверхности вала. Величина 26 для разных агрегатов
различна. Чаще всего биение не превышает 0,1—0,3 мм, хотя
в отдельных случаях может достигать больших значений. Динами-
ческое биение вала создает дополнительную переменную во вре-
мени нагрузку в любом сечении уплотнительного элемента. В неко-
торых условиях при значительном биении вала ус манжеты пере-
стает точно следовать за поверхностью вала, контакт манжеты
с валом нарушается, и образуется зазор между уплотняющими
поверхностями, т. е. создаются условия для утечки. Даже при
отсутствии зазора изменяется распределение контактного давле-
ния. Биение вала приводит к тепловыделению в манжете вследствие
гистерезисных потерь в материале, к повышенному износу и
появлению утечки.
Добавление изменяющегося во времени напряжения к стати-
ческому напряжению резко снижает долговечность полимерного
материала [104]. Это свидетельствует о необходимости изучения
как q„, так и <7ДНН.
Рассмотрим схему воздействия вала на манжету (рис. 12).
При анализе геометрии контактирования манжеты с валом для
упрощения предполагаем, что положение оси вращения в про-
странстве неизменно. Такая модель хорошо согласуется с физи-
ческой картиной, имеющей место прежде всего в испытательных
установках и стендах.
В процессе работы для каждой, контактирующей с валом
точки манжеты эксцентриситет 6 приводит к изменяющейся во
времени динамической составляющей контактного давления qwn.
24
Рис. 12. Схем* взаимо-
действия вам, имеющего
динамический ексцеитри-
ситет, с манжетой
Однако, поскольку ось вращения в пространстве не меняет своего
положения (см. рис. 12), каждая контактирующая с валом точка
манжеты находится не в одинаковом положении по фазе ее переме-
щения под влиянием биения вала. Считаем, что все точки переме-
щаются в радиальном направлении. Реальное перемещение контак-
тирующих с валом точек манжеты в пространстве происходит
по некоторой эллиптической орбите, что было экспериментально
обнаружено ранее [31, 122, 127, 128]. Однако на данном этапе
рассмотрения геометрии контактирования- учет этих реальных
орбит приведет к неоправданному усложнению и сделает картину
менее наглядной.
Выразим радиус-вектор произвольной точки С манжеты через
известные величины: угловую координату <р и радиус вала гв.
По теореме косинусов для треугольника 0С0х
Г2В = б2 + Рф — 2брфС0Б (4г + <₽);
Рф = —б51п <р ± j/r2s—62cos2q>>
или приближенно
Рф = Л>—Sslncp. (23)
Анализ динамической составляющей полного контактного
давления для наиболее опасной по износу точки выполнен в работе
[23]. Однако количественные расчеты не производили, и соотно-
шение между статическим и динамическим контактными давле-
ниями оставалось не изученным.
При повороте вала на угол ©/ (© — угловая скорость, t —
время) любая точка С манжеты переместится по радиусу на вели-
чину Др. При этом точка С окажется смещенной по радиусу отно-
сительно первоначального положения, соответствующего расчет-
25
ной схеме оценки статической составляющей контактного давления
(т. е. по сравнению с положением при рф = rj, на величну Дг.
Обозначим через р, радиус-вектор той точки вала, которая при
повороте вала на угол <ot окажется в рассматриваемой точке С.
Тогда
pt = гв—6 sin (ф—©/); (24)
Ap = pz — Рф = б51Пф—6 sin (ф — ©/); (25)
Дг = гв—р< = 6 sin (ф—©/). - (26)
Формулы (25) и (26) характеризуют один и тот же периодиче-
ский процесс колебания точки манжеты, имеющей угловую коор-
динату ф. Формула (26) характеризует радиальное биение точки
манжеты относительно статического положения. Эти формулы
показывают, что для различных точек по периметру манжеты
(ф*= var) синусоиды смещены по фазе.
*Для того чтобы определить величину динамической нагрузки,
которую следует принять во внимание при расчете полного давле-
ния в наиболее опасных точках, где статическая составляющая
контактного давления максимальна или минимальна, можно не
учитывать начальную фазу колебаний и воспользоваться формулой
Д = 6 sin ©/. (27)
Заметим, что
pz = гв + Д = гв 6 slnW. (27а)
Оценка динамической составляющей контактного давления
(идеально упругий материал). В общем случае давление qM„
определяют следующим образом:
^днн <7д. изг ^реа ^ин ^гидр, ^гндр,’ (28)
В этой формуле приняты обозначения:
О 9д. изг—составляющая, обусловленная дополнительным
изгибом профиля манжеты на величину перемещения Д, определяе-
мую формулой (27); эта составляющая может быть найдена по
формуле Селла (см. табл. 1):
9д".г=4Т^- = тЙ-6а"“'. (29>
где — динамический модуль упругости резины.
2) 9рез — составляющая, обусловленная усилием при деформа-
ции резины в процессе радиального перемещения. Считаем, что
qpe3 определяется величиной деформации
е=
h h
которая оценивается величиной некоторого коэффициента %
и величиной перемещения Д.
26
Пользуясь законом Гука, поскольку деформация мала, находим
Чрез = 1 7Х — 1 7Х Sln (30)
где h, hi — усредненная толщина контактирующей с валом части
губкн соответственно в положениях Д — —б, Д = + 6.
3) q„a— составляющая, определяемая инерционными силами
Рин ПРИ радиальных синусоидальных перемещениях До некоторого
участка манжеты массой М. Величина qm определена ниже без
учета взаимодействия этого участка манжеты с соседними уча-
стками.
Для ориентировочного расчета принимаем, что масса М равна
всей массе уса манжеты:
а — ^ии = /ЗВ
Чия ~ 2яг^ 2nrBa dP ’
где а — ширина зоны контакта манжеты с валом; До — перемеще-
ния центра колеблющейся массы М\
Д0 = -!41-Д. (32)
С учетом (27) и (32) из формулы (31) находим
=—sln (33)
4) <7гндр,. <7гндР, — составляющие от действия гидродинами-
ческих сил в слое жидкости между валом и рабочей поверхностью
манжеты, а также между эластичным элементом манжеты и уплот-
няемой жидкостью (с внешней стороны_этого элемента). Этими
составляющими динамической нагрузки~можно пренебречь при
отсутствии утечки и достаточно больших размерах полости над
колеблющимся элементом.
Поскольку qm всегда направлена против движения рассма-
триваемой точки манжеты точно так же, как и остальные силы по
радиусу, значение qUK из (33) следует подставить в формулу (28)
со знаком плюс.
Окончательно получим
<7Днн= K6sln©/;
Я = AW. (34)
4/*а ' h 1 4лгва
Таким образом, амплитуда колебания динамического контакт-
ного давления зависит от динамического модуля резины, геометри-
ческих параметров профиля, угловой скорости колеблющейся
массы и прямо пропорциональна динамическому эксцентриситету.
27
В приведенной схеме расчета не учитываются связи рассматри-
ваемого участка манжеты с соседними, а самому участку приписы-
вается масса, равная массе всего эластичного элемента манжеты.
Рассчитаем </Д11Н для начального значения ширины зоны кон-
такта рассмотренной выше манжеты. Дополнительные данные:
Ех = 200 кгс/см2; % = 0,95; М = 6 г; 6 = 0,005 и 0,015 см;
рж = 0,5 н 3,0 кгс/см2; <о = 1258 и 2516 1/с (12 000 н 24 000 об/мин).
При расчете соотношения между статической и динамической
составляющими контактного давления взяты значения qcr, полу-
ченные по формуле (13) с учетом переменного натяга 02 при
Р = 0,4 мм и б£ = 0,1 мм.
Результаты расчета (табл. 4) показывают, что динамическая
составляющая может достигать для данных манжет и условий
работы значительной величины — до 50% полного контактного
давления:
= 7ст + 9днн- (35)
Диапазоны изменения контактного давления
Таблица 4
кгс/ся* д, см ш, 1/с «СТ «д«и «2 «дни/«ст, %
кгс/ся*
0,5 0,005 1258 2516 5,78—7,14 5,78—7,14 -0,53-0,53 —0,65—0,65 5,25—7,67 5,13—7,79 6,9—10,1 8,3—12,7
0,015 1258 2516 5,78—7,14 5,78—7,14 —1,6—1,6 —1,96—1,96 4,18—8,74 3,82—9,1 18,3—38,3 21,5—51,3
0,3 0,005 1258 2516 9,7—10,34 9,7—10,34 -0,3-0,3 —0,36—0,36 9,4—10,64 9,34—10,7 2,8—3,2 3,4-3,8
0,015 1258 2516 9,7—10,34 9,7—10,34 —0,97—0,97 -1,1-1,1 8,73—11,31 8,6—11,44 8,6—11,1 9,6—12,8
На рис. 13 приведены развертка периметра манжеты и построен-
ный на ней график изменения статического контактного давления.
Там же показано изменение контактного давления во времени
(динамическая составляющая), а также наибольшее и наименьшее
значения полного контактного давления.
Эластичный элемент манжеты перестает следовать за поверх-
ностью вращающегося с биением вала, если минимальное стати-
ческое контактное давление н максимальное динамическое давле-
ние будут равны. Явление «отрывав наступает при
I Яцт пмх | —: Ясс mln • (36)
Это соотношение позволяет найти критическое — предельно
допустимое из условия отсутствия «отрывав — значение дннами-
28
ческого эксцентриситета
вала:
бкр==^п (37)
Для рассмотренного
выше примера при рж —
= 0,5 кгс/см2 получаем
значения 6^, — 0,055 см
при со = 12Й 1/с и 6кр =
= 0,043 см при со — 2516
1/с.
Соотношение (37) поз-
воляеттакже найти крити-
ческое значение числа обо-
ротов вала, при превы-
шении которого произой-
дет «отрыв» манжеты от
вала:
Рис. 1S. Изменение контактного давлении между
манжетой я аалом для каждой точки яеряметра во
временя
и — Зв 1 / 1 / ‘/ст mln If Р \ .
л V KtM \ S
^ = 4^-; (Зв)
1 4nrBa I ' '
v 1—X . **
В нашем примере Ki = 0,825 1/см® и Кг = 0,183 1/см. Тогда
при б = 0,015 см получаем пкр <=« 40 000 об/мин.
Уточнение расчета. В один и тот же момент времени две раз-
личные точки манжеты, контактирующие с валом, положения
которых определяются угловыми координатами <р2 и <р2, удалены
от оси вращения на разные расстояния р<, и р<,. Однако, если угол
ip = <р2— <Pi мал, то разность
Pt, — Pt, = Аг, — Аг, = 6 sin (<pi — at) — б sin (ф2 — at) =
= 26 sin -j- cos ( ---и/)
также мала.
Например, при ip = 10° sin-у = 0,0871 и при б = 0,015 см
6sin -у = 1,3-10”* см, т. е. можно считать, что Pt,^Pt,- Это
обстоятельство позволяет принять модель манжеты, изображенную
на рис. 14.
29
Рис. 14. Модель деформируемого участка манжеты ври вращении вале с биени-
ем, учитывающая связи с соседними участками
Участок манжеты, ограниченный малым углом ф = 4а 10°
и отстоящий от оси вращения в исходном положении на гв, в дина-
мическом режиме, т. е. при повороте эксцентрично расположен-
ного вала, перемещается на радиус рР Выделенный участок
манжеты связан с соседними участками усилием Р2, которое
определяется деформацией е контактного участка в пределах
угла ф при переходе с радиуса гв на pt, т. е.
(1 4-х) А
Zg 2гв -j- h
(39)
так как
/о=(гв + 4-) 2а; (/ = ('•» 4- д + 4’) 2а-
Площадь сечения деформируемого участка приближенно выра-
зим в виде
Fi = ah (/r 4- li) k 2ah.
(40)
Таким образом, обозначая силы, соответствующие <7Д.ИЗГ,
Ярез> через Рг, Р8, Р4, а силу, обусловленную упругими
связями участка ф с соседними участками через Р2, получим
уравнение равновесия (рис. 15):
^>ahh = ^>i 4~ ^4 4~ 4~ ^г’2 slna. (41)
Дополнительная составляющая контактного давления qCB от
упругих связей участка с соседними может быть найдена следую-
щим образом:
Р2 — BgF lEi.
30
С учетом (39), (40) получаем
qCB = 4s- 2 slna =
^CB rB4aa 2rBa
_ (1 + %) hEi& sin at
<7св~ »-в(2гв + Л)
(42)
Уточним инерционную составляющую контактного давления.
Для выделенного участка по аналогии с (31) можно записать
Ят = "Т®- = 1<АХ| /n“2^ Sin (Ot.
^нн Лф 2Лф
Но Дф = 4rBaa, а т = М , где т — масса выделенного
участка манжеты.
Тогда
<7ин = -т-— A4(o26sln <о/,
4пг^а ’
Рис. 15. Схема равновесия
сил, действующих на мана
т. е. приходим к той же формуле (33).
Оценка динамической составляющей контактного давления
(упруго-вязкий материал). При вращении вала, имеющего дина-
мический эксцентриситет, наиболее удаленный от оси вращения
участок вала деформирует эластичный элемент манжеты, переме-
щая его на больший радиус. Исследования
показали, что каждая точка манжеты пе-
ремещается в плоскости, перпендикуляр-
ной к оси вала, по некоторой орбите,
напоминающей эллипс. Когда некоторая
точка манжеты будет максимально уда-
лена от оси вращения, при дальнейшем
повороте вала между эластичным элемен-
том манжеты и поверхностью вала может
образоваться зазор, если восстановление
формы манжеты будет происходить мед-
леннее, чем изменение радиуса pt.
Как известно, упругая деформация,
подчиняющаяся закону Гука, распростра-
няется со скоростью звука. При деформа-
ции же резины, находящейся в высоко-
эластичном состоянии, проявляются рео-
логические свойства материала: общая
деформация складывается из упругой де-
формации, происходящей практически
мгновенно, и высокоэластичной, зависящей
от температуры и времени.
31
Рис. 1в. Механические модели полимеров:
а — стандартное линейное тело [66]; б —
тело Бюргерса; в — модель для описания
поведения резины в высокоэластичном
состоянии по Г. М. Бартеневу и др
Попытка учесть упруго-вязкие
свойства резины при анализе ра-
боты манжет на валу, имеющем
динамическое биение, была пред-
принята японскими исследовате-
лями [122, 127, 128]. В качестве
механической модели, отражаю-
щей свойства резины, была взята
одна ячейка (рис. 16, а). Обнару-
жено, что существует определен-
ная величина динамического эк-
сцентриситета бкр, при превыше-
нии которой герметизирующая
эластичная часть манжеты начи-
нает отставать от вала и наступает
явление «отрыва>. Однако форму-
лы для расчета динамического
контактного давления в указанных работах отсутствуют.
Впоследствии У. Фойгт при расчете радиальных герметизато-
ров рассматривал модель, приведенную на рис. 16, б. Дифферен-
циальное уравнение, описывающее поведение упруго-вязкой мо-
дели (тело Бюргерса) в динамике, т. е. при деформации кромки
манжеты в радиальном направлении в соответствии с законом
= + Tcos<₽)’ <4 * 43)
было решено с помощью преобразований Лапласа. В результате
получено уравнение для определения радиального давления
в функции времени /:
q (t) = f А^1 А^еь‘1 -f- Aa cos ©/ ф- sin at), (44)
orв \ * /
где
bi = — 4"+ m > b» = —Г_уГ'Т—т:
m-_ Е1Е» l= £3 I I El
Wh ’ Чз + П» + Пз
4i, A j, Aa, A4— постоянные интегрирования, которые рекомен-
дуется находить методом приравнивания коэффициентов; $ —
осевой размер герметизирующего элемента; а, 0, га, б ясны из
рис. 3.
У. Фойгт приходит к следующим выводам:
1) изменение радиального давления во времени происходит по
экспоненте;
2) увеличение эксцентриситета сопровождается увеличением
радиального давления;
32
3) увеличение угловой скорости вала приводит к увеличению
радиального давления.
Два последних вывода согласуются также с формулой (34).
Формула (44) не отражает влияния на радиальное давление
в динамике геометрических параметров профиля манжеты, а также
действия таких силовых факторов, как кольцевая пружина, давле-
ние герметизируемой среды, инерционные силы.
По поводу возможности расчета динамического радиального
давления в зоне контакта необходимо высказать следующее.
1. Для материала, обладающего упруго-вязкими свойствами,
задача в настоящее время не решена.
2. Первое препятствие на пути ее решения заключается в пра-
вильном выборе модели, отражающей свойства резины. Известно,
что двухэлементные модели, состоящие из последовательно (тело
Максвелла) или параллельно (тело Кельвина—Фойгта) соединен-
ных пружины (элемент Гука) и поршня (элемент Ньютона), плохо
описывают поведение реальных полимеров даже качественно.
В частности, двухэлементные модели не описывают явления
«памяти>, обнаруживающегося у реальных полимеров. На прак-
тике используют трехэлементные и четырехэлемеитные модели.
Для описания упруго-вязких свойств линейных полимеров полу-
чила распространение модель Бюргерса (рис. 16, б). Эта модель
не дает точного количественного описания релаксационных про-
цессов, но отражает явления мгновенной и запаздывающей упру-
гости, упругого последействия и вязкого течения.
Физически обоснованные макроскопические механические мо-
дели линейных и структурированных полимеров разработаны
Г. М. Бартеневым и Ю. В. Зеленевым [5]. Эти модели в обобщен-
ном виде учитывают деформационные свойства полимеров в раз-
личных физических состояниях, а также их определяющие основ-
ные процессы молекулярной релаксации. В расчетах q№a может
быть использовано предложенное в указанной работе уравнение,
описывающее деформационное поведение структурированного по-
лимера в высокоэластичном физическом состоянии (т. е. при тем-
пературе выше температуры стеклования резины):
1 Е* rt_F 'd* I „
где а — напряжение; в — деформация.
При вынужденных колебаниях кромки манжеты, когда явления
«отрыва» нет, решение этого уравнения упрощается в связи с тем,
что закон изменения деформации и скорости деформации по
времени может быть выражен через размер манжеты h, коэффи-
циент % и закон изменения радиуса — формула (27).
3. Второе препятствие заключается в необходимости расчета
контактной нагрузки при моделировании манжеты балкой или
оболочкой с учетом упруго-вязких свойств материала. Поскольку
при трении манжет температура резины возрастает, необходимо
3 Г. А. Голубев и др. 33
учитывать также изменения упруго-вязких свойств материала
в процессе работы. Соответствующие разделы теории линейного
упруго-вязкого тела и сопротивления упруго-вязких материалов
разработаны недостаточно.
Отмеченные трудности аналитического определения динами-
ческого контактного давления вынуждают исследователей исполь-
зовать экспериментальные методы анализа явления «отрыва).
Для изучения способности резины восстанавливать размеры
(для изучения ползучести) после снятия нагрузки на образец был
создан специальный прйбор [59]. Скорость самопроизвольного
сокращения растянутых резин исследовали на другом приборе [40].
Большой интерес представляет работа Н. Н. Юрцева, Ю. С. Зуе-
ва и А. С. Косенковой, которые изучали влияние эластических
свойств резины на работоспособность армированной манжеты [112].
Сконструированное для этой цели устройство состояло из вала,
вращающегося с эксцентриситетом, величина которого могла регу-
лироваться, и неподвижного корпуса с манжетой. В качестве
измерительного устройства использовали тензометрическую балку,
один конец которой укрепляли на эластичной кромке манжеты,
а другой соединяли с неподвижным корпусом. При вращении вала
перемещения кромки манжеты передавались измерительному
устройству и регистрировались на осциллографе.
При увеличении биения вала до критического 26кр нарушалась
герметизация узла. Эластические свойства характеризовали ско-
ростью самопроизвольного сокращения резины vp. Если скорость
радиального перемещения кромки манжеты vn превышала ско-
рость радиального перемещения вала то герметизация не нару-
шалась. При vM < vB герметизация нарушается.
Было установлено, что скорость vp зависит от вида каучука,
деформации и структурных изменений, происходящих в резине
(от продолжительности и температуры искусственного старения
в растянутом состоянии).
При разных деформациях установлена зависимость (диаметр
манжеты 42 мм, резина на основе^каучуков СКН-18, СКН-26)
vp = 2,lvM.
Разумеется, величина коэффициента зависит не только от
свойств резины, ио и от жесткости конструкции манжеты.
С учетом условия vM < vB был получен критерий работоспособ-
ности манжеты:
<«)
где Р—натяг манжеты; п — частота вращения вала; А — по-
стоянная, определяемая экспериментально.
Таким образом, критическое значение эксцентриситета вала
при отсутствии «отрыва> манжеты от вала возрастает при увеличе-
нии натяга и уменьшении частоты его вращения. Этот экспери-
34
ментальный результат является
косвенным подтверждением
справедливости формул (37) и
(38), которые дают принципи-
ально такую же зависимость 6кр
от натяга (т. е. от нагрузки) и
частоты вращения вала.
Гиперболическая зависи-
мость критического значения
эксцентриситета 6кр от частоты
вращения вала (до п = 3000-т-
-г-7000 об/мин и 6 = 0,25 мм)
была приведена ранее в работах
[15] и [11] (см. гл. III). Типичная
кривая показана на рис. 17.
Ряс. 17. Зависимость предельного значе-
ния биения вала от частоты вращения
[126}
Предложены оригинальный способ и установка для исследова-
ния распределения радиального усилия манжеты по окружности
вала в зависимости от его биения и скорости вращения \ На
вращающемся с биением валу (динамический эксцентриситет можно
регулировать в пределах б — 0,02-т-0,75 мм) через подшипники
качения была установлена цилиндрическая втулка, на которую
монтировали исследуемую манжету. Таким образом, трение
манжеты о втулку отсутствовало, а любой участок манжеты мог
быть исследован при радиальных колебаниях втулки, соответству-
ющих по амплитуде и частоте биению вала. Процесс регистриро-
вался тензометрическим устройством, позволяющим для любой
фиксированной зоны контакта манжеты с валом определять
минимальное радиальное усилие, при котором нарушалась герме-
тизация.
Зависимость погонного радиального усилия от величины дина-
мического эксцентриситета описывается уравнением
рдин = ^ст + Sin (фо +
(46)
где Гдиц, FCT— погонное радиальное усилие в динамическом и
статическом режимах; Ко— коэффициент пропорциональности,
характеризующий жесткость конструкции уплотнения; <р0 — на-
чальная фаза колебания.
- Опыты показали, что в динамическом режиме погонное радиаль-
ное усилие изменяется по синусоидальному закону с периодом,
равным обороту вала, и пропорционально величине эксцентриси-
тета вала.
Таким образом, эмпирическая формула (46) может служить
экспериментальным подтверждением полученной выше зависи-
1 Авторские свидетельства СССР № 277322 и № 277323. <Бюллетень изобре-
тений», 1970, № 14.
3» 35
мости (34) для расчета динамической составляющей контактного
давления.
Задача аналитической оценки составляющей <7Д11„ для упруго-
вязкого материала еще ждет своего решения.
§ 3. РАСЧЕТ УТЕЧКИ ЧЕРЕЗ МАНЖЕТНЫЙ ГЕРМЕТИЗАТОР
Промежуточная пленка между манжетой и валом. Для манжетных
герметизаторов общего машиностроения, работающих в легких
условиях в течение длительного времени, установлено, что в от-
дельные моменты 'времени между манжетой'и валом имеется пленка
жидкости. В связи с этим Джеггер пришел’к выводу, что контакт-
ные ГУ не могут обеспечить полной герметичности, но могут быть
спроектированы так, чтобы утечка была ничтожно малой [33].
Когда требуется минимальная утечка, важно обеспечить условия
сухого трения или граничной смазки между манжетой и валом.
Если требуется большая долговечность ГУ и допустима утечка, то
необходимо создать условия'жидкостного трения. К сожалению,
не всегда удается направленно регулировать вид трения кон-
структивными мерами. Еще мало известно о свойствах тонких
жидкостных пленок в контактных ГУ вращающихся валов.
Считают, что манжеты общего'назначения в‘большинстве слу-
чаев работают в условиях смешанного граничного и жидкостного
трения. На наличие тонкой пленки между контактными поверхно-
стями’манжеты и вала, действующей в качестве'смазки, указывают
многие исследователи.
Источником смазывающей пленки может служить система
принудительного смазывания или сама губка манжеты, предвари-
тельно пропитанная смазкой. При работе манжеты, установленной
на'валу без смазки, пленку образует герметизируемая жидкость.
Толщина пленки,'образующейся в зоне контакта, зависит от
вязкости жидкости, контактного давления, температуры, скорости
вала шероховатости поверхности, характера рисок, образующихся
на поверхности при механической обработке, и от других'причин.
Согласно опытам Джеггера толщина масляной пленки изменя-
ется обратно пропорционально нагрузке, а с увеличением биения
вала — прямо пропорционально. Малое контактное давление
создает условия для образования'более толстой'плеики, а также
для появления утечки через манжету. С другой стороны, при уве-
личении нагрузки на контакт или скорости вала возрастает темпе-
ратура, уменьшается вязкость пленки,'и возможио'ее разрушение.
Увеличение контактного давления способствует улучшению герме-
тичности до достижения критической температуры для материала
манжеты, при которой происходит катастрофическое разрушение.
Непосредственные измерения методом'электрической емкости
с использованием токопроводящих резин показали, что толщина
пленки при работе манжеты в масляной среде составила около
2,5 • 10~8 мм [33 ]. Трение при такой пленке не является граничным.
Однако условия трения, которые преобладают в контакте между
36
манжетой и вращающимся валом, существенно отличаются от
обычного гидродинамического трения (при толщине пленки около
10"* мм). В манжете не может быть такой организованной масляной
пленки, но могут образоваться мельчайшие масляные гидродина-
мические клинья на поверхностных неровностях.
Джеггер при запуске наблюдал резкое образование пленки
в зоне контакта, которая при остановке вала исчезала. Хольт и
Миллер указывали, что в течение первых минут работы манжеты
реализуется режим сухого трения, но это противоречит наблюде-
ниям Джеггера. В зависимости от режима работы конкретного ГУ
могут быть три вида трения: сухое, граничное или гидродинами-
ческое.
Скорее всего, для одного и того же ГУ в разные моменты вре-
мени имеют место различные промежуточные виды трения. Кроме
того, в связи с переменными условиями нагружения разных уча-
стков контактной зоны по периметру манжеты и в осевом направле-
нии (гл. I, §2) в одно и то же время эти участки манжеты работают
в различных режимах трения.
Джеггер и Уолкер, используя метод фотографирования зоны
контакта через микроскоп с применением стеклянного вала, уста-
новили, что масляный слой в большинстве случаев ясно просматри-
вается по всей ширине контактной зоны, но иногда в нем появля-
ются разрывы и кавитационные полости [130].
Для манжет, работающих при высоких скоростях скольжения
и значительных нагрузках, гидродинамическое трение возможно
только при утечке, т. е. на участке после времени т0 и при аварий-
ном режиме работы.
Известны гипотезы, объясняющие существование масляной
пленки между манжетой и валом неточностями изготовления ци-
линдрической поверхности вала, кавитационными явлениями на
тыльной стороне каждой микронеровности или вибрациями вала
с частотой, равной удвоенной частоте вращения, что является
причиной возникновения подъемной силы между манжетой и
валом.
Имеющийся экспериментальный материал позволяет предполо-
жить, что пленка образуется в результате засасывания жидкости
между сопряженными поверхностями под влиянием капиллярных
сил, а также вследствие вибрации и биения вала, защемляющего
жидкость между поверхностями [33, 82, 144].
Относительные 'колебания между губкой манжеты и валом
могут происходить даже при незначительном динамическом биении
вала. Экспериментально были обнаружены, кроме радиальных
вынужденных колебаний под влиянием биения вала, колебания
трех видов.
1. Продольные колебания губки в направлении вращения,
амплитуда которых несколько меньше, чем эксцентриситет вала,
а частота равна угловой частоте вала [27 ]. По-видимому, проис-
ходят механические релаксационные колебания при трении, так
37
как соблюдаются условия, необходимые для реализации этого
явления [48, 50].
Согласно прямым опытам Деиии с резиновыми манжетами
коэффициент трения покоя зависит от продолжительности непо-
движного контакта и превышает коэффициент трения скольжения,
имеющий падающую зависимость от скорости скольжения.
2. Поперечные колебания лежащей иа валу губки манжеты
с частотой, совпадающей с частотой вращения вала [82, 122].
Эти колебания Лайн называет «кивающими».
3. Высокочастотные колебания губки манжеты, не зависящие
от скорости вала. Например, были зафиксированы' колебания
с частотой 1280 Гц. Считают, что эти колебания возникают вслед-
ствие периодического разрушения пленки жидкости между манже-
той и валом в результате воздействия высоких температур.
Динамическая нестабильность пленки была обнаружена Стефен-
сом непосредственными наблюдениями стробоскопическим спо-
собом с использованием прозрачного вала [144]. Процесс начи-
нается при относительно толстой пленке, затем она становится
тоньше и, наконец, исчезает. Резина уплотнения контактирует
с валом, «подпрыгивает», и масляная пленка появляется вновь.
Таким образом, в отдельные моменты времени имеет место скользя-
щий контакт, и происходит износ поверхности резины. Когда
резина «подпрыгивает», под губку может проникать жидкость
и засасываться атмосферный воздух. Наличие кислорода в пузырь-
ке воздуха в сочетании с высокой температурой приводит к интен-
сивному разрушению пленки масла и старению резины.
Ф. П. Снеговский и А. М. Рудский измеряли зазор между
поверхностью вала и рабочей кромкой манжеты и толщину масля-
ной пленки с помощью емкостных датчиков в виде медных пласти-
нок шириной 10 мм, которые вклеивали в губку манжеты. Измере-
ния показали, что после запуска сразу же появляется зазор между
валом и кромкой манжеты, величина которого колеблется с часто-
той, равной частоте вращения вала. При отключении установки
зазор исчезал [82]. Важным является тот факт, что при большей
скорости вращения зазор достигает большей величины (опыты
проводили при скорости до 27,2 м/с). »-
Величина давления в пленке^и его распределение по ширине
контакта зависят от скорости скольжения, нагрузки, свойств
материала, конструкции манжеты и других факторов, т. е. для
каждого герметизирующего узла носят индивидуальный характер,
что в еще большей степени затрудняет исследование манжет.
Было установлено, что зависимость между коэффициентом
трения f и характеристическим числом G выражается следующим
образом [122, 127, 128]:
/ = ФО*/з;
с=-7-,
(47)
38
где т] — динамическая вязкость пленки смазки между манжетой и
валом; Р — нормальная нагрузка на поверхность контакта;
a, v— ширина^зоны контакта и скорость скольжения; Ф— без-
размерный {множитель, который для одной и той же манжеты
является постоянным при различных значениях т), Р, а.
По данным Исиваты и Хирано, множитель Ф монотонно умень-
шается с увеличением скорости V, а для иитрильиой резины также
и с увеличением динамического эксцентриситета б. Это обстоятель-
ство объясняется упруго-вязкими свойствами материала манжеты.
Доказано, что необходимо учитывать изменение вязкости масла
при повышении температуры в области контакта, происходящем
при увеличении скорости скольжения. При этом условии оказа-
лось, что множитель Ф не зависит от скорости скольжения [132].
На графике f—G четко выделяются область, когда манжета
обеспечивает герметичность соединения, и область, когда происхо-
дит утечка через манжету. Эти области разделяет критическое
значение множителя
Фкр-/С’1/3- (48)
Герметичность обеспечивается при Ф > Фкр, при Ф < Фкр
наблюдается утечка.
Для конкретной конструкции манжеты из определенной резины
зависимость f—G может быть экспериментально получена при
изменении какого-либо одного параметра, например v или Р.
Эти данные позволят построить границу герметичности и опреде-
лить Фкр, что поможет предсказать возможность появления
утечки при другом сочетании параметров и определить область
применения данной манжеты.
Опыты А. А. Теасте показали, что в качестве характеристики,
определяющей герметичность манжеты, может быть принята
величина Амт)-1/4» Где hM — средняя толщина масляной пленки
по ширине зоны контакта. Обнаружена корреляция между этой
величиной и множителем Ф: при использовании одной и той же
жидкости с увеличением АмЛ-1/4 уменьшается Ф. Так как с увели-
чением Ф герметичность улучшается, то, очевидно, при увеличении
Амт]~1/4 она ухудшается [89, 90]. ► ►
А. А. Теасте считал, что вследствие неравномерности нагрузки
и деформации губки манжеты на поверхности резины образуются
под некоторым углом ? канавки, способствующие^ рояв л ей ию
гидродинамических эффектов.
Максимальную толщину масляной пленки определяли как
величину зазора по формулам, известным из теории винто-канавоч-
ных уплотнений: _______.
*. = /-7^- <«>
где п—частота вращения вала; /к, 6К — длина и угол наклона
образовавшихся под губкой манжеты канавок; Р—погонное
радиальное усилие манжеты.
39
На основании изложенного можно сказать, что нормальная
длительная работа манжеты возможна только при наличии пленки
жидкости между губкой манжеты и валом. При увеличении
толщины выше соответствующего предела, который косвенно
характеризуется множителем Фкр, появляется утечка. В настоящее
время недостаточно теоретических и экспериментальных данных,
позволяющих на стадии проектирования определять параметры
конструкции манжеты, которые при необходимых режимах работы
обеспечивали бы образование пленки нужной толщины. Необхо-
димо построить теорию, которая увязывала бы между собой
указанные факторы по следующим схемам:
1) заданная долговечность и степень герметичности — пре-
дельно допустимая толщина пленки;
2) толщина пленки — режим работы и конструктивные пара-
метры манжеты.
Механизм герметизации и причины появления утечки
Сохранение пленки между резиной манжеты и валом является
основным условием продления срока службы и уменьшения износа.
Оптимальной толщиной пленки считают такую, при которой обра-
зуется мениск с противоположной (атмосферной) стороны. До тех
пор, пока мениск сохраняется, утечки через манжету не будет
[144]. Проанализируем условия герметичности (табл. 5). Рассмо-
трим три возможных случая [64].
Таблица 5
К анализу условий герметичности
№ по пор. Соотношение между основными параметрами £=л рс р^Л Условная харак- теристика зазора^ •' Работоспособность уэла уплотнения
1 Pc Ptflb (для достаточно гладких поверхностей) s-> 0 (уменьшается) Полная герметич- ность
2 £ = =-5-^1 6 рс pcab ’ но pxsb<T]-2b s = const (существует мениск) Полная герметич- ность
3 6 Pc PcPb но pj^sb > T)‘2ft s-> оо (увеличивается) Утечка
40
1. Если номинальное давление а = , где Аа = ab, боль-
те среднего давления в промежуточной пленке рс, то для доста-
точно гладких поверхностей будет сохраняться полная герметич-
ность, а толщина промежуточной пленки Лм будет умень-
шаться.
2. Полная герметичность достигается, если q < рс, но давле-
ние рс удерживается силами’поверхностного натяжения на свобод-
ной поверхности, т. е. существует мениск и ржЛмЬ < оп-2Ь,
где оп — коэффициент поверхностного натяжения.
3. Если сила ржЛмЬ незначительно превышает силу, необходи-
мую для разрушения мениска, возникает утечка, а поверхностное
натяжение будет действовать как местное сопротивление. При
дальнейшем увеличении силы pxhub описанный выше эффект
сопротивления будет невелик, утечка резко возрастает, зазор
увеличивается, происходит всплывание одного тела над другим.
Однако эта схема соответствует идеализированным условиям.
Из-за относительного движения деталей, вибрации машины, нерав-
номерности щели, изменения степени смачиваемости жидкостью
поверхностей, колебаний губки манжеты и других факторов, вызы-
вающих растекание и разбрызгивание жидкости, существование
мениска мало вероятно.
Механизм образования утечки путем переноса частиц жидкости
по капиллярным каналам между микронеровностями поверхностей
при их относительном движении применительно к манжетным ГУ
изучен недостаточно. Механизм герметизации изучали для более
доступных для исследования случаев контактирования — для
плоских прокладок и торцовых уплотнений.
В реальных машинах возможны два вида утечки.
1. Утечка, обнаруженная сразу же после начала вращения
вала, поступления рабочей жидкости к манжете и возрастания
давления в герметизируемой полости. Утечка не является законо-
мерным следствием трения и износа, а обусловлена либо техноло-
гическими дефектами, либо просчетами при конструировании узла
(малд контактное давление, неправильно подобрана поверхность
вала, неудачно спроектирован профиль манжеты и т. д.), либо
неисправностями всей машины (увеличенный статический и дина-
мический эксцентриситеты, эксплуатация при отклонении от
расчетных'режимов и др.).
Этот вид утечки быстро обнаруживается и в большинстве слу-
чаев достаточно быстро устраняется.
2. Утечка, появляющаяся через некоторый, иногда продолжи-
тельный период нормальной работы. При этом возможны две
причины, вызывающие утечку: недостаточное контактное давление
и изменение геометрии контактирования.
Обе причины связаны с фрикционными явлениями при работе
манжеты. Часто они взаимосвязаны и обусловлены одними и теми
же факторами.
41
Pnc. 18. Уменьшение радиальной нагрузки
под влиянием температуры (яо Шмитту):
А — тепловое расширение: Б — измене-
ние модуля упругости; Pjj/Pj; 20е С—при-
веденная радиальная нагрузка
Рнс. 19. Зависимость усилия, создаваемого
браслетной пружиной, от температуры н
времепп (РПр/₽пР- 200 с~ приведенное
усилие пружины)
Контактное давление или усилие, прижимающее губку манжеты
к валу, может уменьшаться в процессе работы под влиянием сле-
дующих изменений: материала герметизатора и его размеров;
усилия браслетной пружины.
Свойства материала могут изменяться при длительной эксплу-
атации манжеты вследствие старения полимера. Может произойти
дополнительная вулканизация при нагреве узла вследствие нали-
чия ингредиентов, не связанных в процессе изготовления резины
[15, 116].
Прочностные свойства резины изменяются при повышении
температуры: модуль упругости уменьшается, причем при пере-
ходе через значение, соответствующее температуре стеклования
резины, модуль упругости уменьшается скачкообразно.
Разбухание и затвердевание манжет связаны с необратимыми
изменениями модуля упругости. Степень этого изменения зависит
от времени воздействия температуры и вида герметизируемой
жидкости. Как указывает Шмитт, разбухание манжеты всегда
приводит к уменьшению модуля упругости.
Из формул (13) и (21) следует, что снижение модуля упругости
вызывает уменьшение контактного давления.
Размеры манжеты могут изменяться вследствие теплового
расширения под влиянием теплоты трения или при соприкоснове-
нии с жидкостью, имеющей высокую температуру (рис. 18), а также
релаксационных явлений. Увеличение внутреннего диаметра ман-
жеты и уменьшение натяга приводят к снижению контактного
давления.
Усилие, создаваемое браслетной пружиной, со временем умень-
шается вследствие релаксации напряжения в проволоке. Это
уменьшение очень зависит от температуры (рис. 19).
Геометрия контактирования может измениться вследствие:
1) набухания манжеты в жидкости, искажающего зону кон-
такта;
42
2) изменения зазора между манжетой и валом при тепловом
расширении материалов и деформации губки под действием давле-
ния в промежуточной пленке;
3) коррозии материала вала в зоне расположения манжеты [31 ];
4) нарушения контакта при виброударном трении, связанном
с уменьшением вязкости жидкости и разрушением промежуточной
пленки [116];
5) выпадения продуктов разложения и пригара масла в зоне
трения [144];
6) налипания и наволакивания продуктов износа резины на
валу и губке манжеты;
7) сильного износа, сопровождающегося изменением профиля
зоны контакта (может быть износ вала или резины или того и
другого одновременно), или небольшого износа, если на затвер-
девшей под действием высокой температуры губке манжеты име-
ются трещины;
8) местного или значительного разрушения рабочей поверхно-
сти при эксплуатации манжет при температуре ниже температуры
стеклования — могут появиться вырывы на рабочей поверхности
в виде раковин, каверн произвольной формы, пилообразных
разрушений.
Подобные повреждения образуются при отрицательных темпе-
ратурах, если под губку манжеты попадает влага (примерзание).
Возможность расчета утечки через манжеты *
Очень важно уметь определять утечку расчетом в период нормаль-
ной работы манжеты (до времени тр, тд, тж). Нестабильность
условий контактирования манжеты с валом во времени и про-
странстве, отмечавшаяся выше при расчете контактного давления,
а также изменения в процессе работы геометрических характери-
стик зоны контакта приводят к непреодолимым в настоящее время
трудностям аналитической оценки утечки. Отсутствие каких-либо
данных о размерах микроканалов между манжетой и валом,
физико-химических процессах, вызывающих изменение свойств
материалов, промежуточной пленки, шероховатости поверхностей
и многих параметров в процессе работы, различные условия трения
по ширине зоны контакта и периметру манжеты — все это не дает
возможности выбрать определенную модель контактирования.
Модель выглядит или очень сложной и не поддающейся математи-
ческому анализу, или она обрастает таким числом допущений, что
получающийся результат оказывается недостоверным. На трудно-
сти расчета утечки через манжету при нормальной работе, сопро-
вождающейся фрикционными явлениями, указывалось в работе
[14 ].
Проще оценить утечку в период работы манжеты, характери-
зующийся жидкостным трением (после времени тж). Аварийный
режим работы характеризуется стабилизацией износа, темпера-
43
туры, утечки. В этот период работы манжета может быть заменена
моделью: утечка происходит через узкую кольцевую щель между
вращающимся с эксцентриситетом валом и перпендикулярной
к нему тонкой стенкой. Такой расчет дает возможность оценить
максимальное количество жидкости, способное пройти через
манжету при заданном перепаде давления и за определенное время
при аварийном режиме работы.
Даже для этой упрощенной модели расчет осложняется, если
принять во внимание неустановившийся тепловой режим, связан-
ный с охлаждением потоком жидкости зоны контакта, разогретой
при трении в предыдущий период работы, а также если рабочая
среда не является ньютоновской жидкостью.
Расчет утечки при аварийном режиме работы
Обычно при расчете утечки через щель, образованную двумя
цилиндрами, принимают следующие допущения:
1) геометрические характеристики модели постоянны во вре-
мени;
2) движение жидкости в зазоре установившееся;
3) течение изотермическое: температура в процессе движения
не изменяется; изменение температуры под влиянием перепада
давления в осевом направлении очень мало (для большинства мине-
ральных масел перепад давления 70 кгс/см* увеличивает темпера-
туру смазки всего на 4° С);
4) эффектом инерции и влиянием градиента давления в ради-
альном направлении можно пренебречь вследствие их малости;
5) жидкость несжимаемая, плотность и вязкость жидкости
постоянны;
6) кривизна граничных поверхностей очень мала, так как мало
отношение толщины слоя жидкости к радиусу цилиндров;
7) скольжение на границах слоя отсутствует, т. е. скорость
жидкости, прилегающей к стенкам, равна скорости стенок;
8) щель полностью заполнена жидкостью, течение однофазное.
Характеристики движения жидкости в кольцевом канале могут
быть получены на основе решения уравнения Рейнольдса, которое
является формальным следствием уравнения Навье—Стокса (без
учета инерционных членов), если принять допущения, перечислен-
ные выше [35].
Утечка через узкие короткие щели герметизирующих устройств
исследована в ряде работ [49, 63].
Не останавливаясь на подробностях вывода, приведем конеч-
ные результаты, опубликованные в работах [64 и др. ].
Согласно анализу С. П. Лифшица, Т. М. Башты, Мак-Хуга,
а также Хана [125] течение жидкости в узкой щели герметизирую-
щего устройства следует считать заведомо ламинарным, поскольку
для реальных значений a/h0 не достигается критическое значение
числа Рейнольдса ReKp.
44
Для Ламинарного течения расход жидкости через щель опре-
деляется уравнением
+4-4 <«»
где Др—перепад давления; т]—коэффициент динамической
вязкости при температуре процесса; е = относительный
эксцентриситет вала; е' — абсолютный эксцентриситет; rB, ft0,
а — конструктивные параметры.
При максимально возможном эксцентриситете е' = ft0 и е = 1
получаем <?е, щах = 2,5?е.
Можно воспользоваться также формулой
qe = ZS
(51)
где у — удельный вес жидкости; g — гравитационное ускорение;
S = 2nrB/i0 — живое сечение потока; 5 — коэффициент расхода.
Анализу коэффициента расхода кольцевых щелей посвящена
работа А. А. Удовенко [941.
По данным Б. И. Яньшина, при ламинарном течении
где с — коэффициент, зависящий от отношения а/Л0.
По Э. А. Васильцову [16], коэффициент расхода можно пред-
ставить в виде
__р
5 — ("2^7 + £вх + С вых) » (52)
где 1—коэффициент сопротивления щели; £вх, £вых—соот-
ветственно коэффициенты потерь на входе и выходе из щели.
При эксцентриситете коэффициент сопротивления
*.=------ 96 у, (53)
Reoc (1 + -у«*)
где Reoc —критерий Рейнольдса, определяемый средней осевой
скоростью течения в зазоре;
Reoc = -2-^;
v — коэффициент кинематической вязкости.
Формулы (50) и (51) не учитывают изменения гидравлического
сопротивления щели при вращении вала. Эпюра скоростей по
высоте зазора при вращении внутренней стенки приобретает
сложную пространственную форму. Утечка через щель в этом
случае может быть найдена из уравнения
qt. ВР = qe [ 1 + ? (4 ~ 0,926 • 10“2Re’ffl) ] , (54)
45
где Reffl — ----критерий Рейнольдса, соответствующий угло-
вой скорости вращения вала со.
Из формулы (54) следует, что при е = 0 qe< вр = qe, т. е.
влияние вращения стеики щели сказывается только при наличии
эксцентр иситета.
В зависимости от соотношения критериев Рейнольдса Reoe
и Тейлора:
V
в кольцевой щели может существовать течение четырех видов:
1) ламинарное, 2) ламинарное с вихрями Тейлора, 3) турбулент-
ное и 4) турбулентное с вихрями Тейлора.
Некоторые данные о критической величине критерия Рей-
нольдса, характеризующего переход к турбулентному течению,
приведены в табл. 6.
Таблица 6
Критические значения критерия Рейнольдса
*Цср Примечание Источник
s=500 >500 >2000 Ламинарный режим Переходный режим Развитая турбулентность По данным Б. И. Янь- шнна
900—1000 Меньшее значение соответствует максимальному эксцентр нснтету [49]
1100 Для эксцентричной кольцевой щели [25, 27]
600—1000 — 16, 7]
2 030 >10 000 Для коротких щелей Турбулентный режим в автомодельной области [49]
Переход от ламинарного к турбулентному течению, по данным
С. П. Лифшица, происходит, если радиальный размер щели h0
превосходит критическое значение
й,.,р=23,б)/^. (55)
Расчет утечки через кольцевую щель при турбулентном те-
чении можно иайти в работе [35], одиако этот режим течения не
характерен для манжетного герметизатора, поэтому закономер-
46
ности турбулентного движения в щелевых каналах здесь не
рассматриваются.
Целесообразно указать иа работы, в которых приняты иные
допущения и вопрос рассматривается шире.
Мак-Хуг изучал ие только изотермическое, ио и адиабати-
ческое течение в щели [135]. Зависимость вязкости смазки от
температуры была принята в форме
где Р/—температурный коэффициент вязкости; tj, —значе-
ния коэффициента динамической вязкости на входе в щель и
при температуре t.
Утечку при адиабатическом процессе определяли по формуле
(66)
где
л . 2лгв«а
А— УсрЛо ’
J —механический эквивалент теплоты; и —скорость вращения;
с—удельная теплоемкость смазки; р—плотность.
Мак-Хуг приходит к следующему выводу: если процесс адиаба-
тический, то по сравнению с изотермическим имеет место увели-
чение утечек при уменьшении потерь.
Тепловые явления при течении жидкости в кольцевой щели
рассматриваются в работах [18, 19 и др.]. Изменения темпера-
туры жидкости в щелевых герметизирующих устройствах, вызван-
ные диссипативным нагревом жидкости, с учетом деформации
стеиок от сил давления исследовал Г. А. Никитин [62].
В работе [64] принимали во внимание зависимость вязкости
от температуры и от давления. Там же показано, что вычисление
утечки по среднеарифметической вязкости
Пср=2Ц2!£
является весьма грубым и может быть принято только в случае
слабого изменения вязкости от температуры.
В эксцентричном кольцевом канале местные режимы течения
жидкости по периметру щели могут значительно отличаться от
среднего режима, характеризуемого среднерасходиой скоростью
течения, т. е. могут одновременно существовать ламинарное и
турбулентное движения. Расчет коротких щелевых ГУ иа сме-
шанных режимах течения приведен в работе [49]. При смешанном
течении в щели область турбулентного режима увеличивается
с ростом перепада давления и эксцентриситета и уменьшением
вязкости жидкости.
47
В ряде случаев оказывается необходимым учитывать сжимае-
мость среды в кольцевой щели [129, 150], влияние формы и вида
входа и выхода на течение жидкости в щели [9], нестацнонар-
ность ламинарного течения [97], нарушение и отрыв течения
между неконцентрическими вращающимися поверхностями [42],
влияние шероховатости поверхностей [44], изменение зазора и
влияние адсорбции [61, 138]. При рассмотрении течения ненью-
тоновских жидкостей и теплообмена этих жидкостей следует
учесть результаты работ .[18, 74 и 86].
Экспериментальное исследование утечки через манжету
Влияние различных факторов на величину утечки через манжету
экспериментально исследовал С. М. Васляев [17]. Была обна-
ружена чрезвычайная чувствительность процесса герметизации
к незначительным изменениям условий опыта, что явилось при-
чиной разброса данных по величине утечки. Потребовалась ста-
тистическая обработка результатов большого числа опытов.
Во внимание принимали следующие факторы:
'7 = 0(Рж»Рк.'',р,ая,ц,гв,а), (57)
где рк—контактное давление; v—окружная скорость вала
(значение остальных факторов было указано ранее).
С помощью аппарата теории размерностей С. М. Васляев
получил следующие безразмерные величины, характеризующие
утечку через манжету: 1) критерий утечки (определяемый пара-
метр) 1^ = -—^- ; 2) критерий Вебера /72 = . з) крите-
рий растекания, учитывающий физические свойства жидкостей,
/7,=^^- ; 4) критерий трения /74=-^; 5) симплекс дав-
ления П6=^- ; 6) геометрический симплекс П9 = ^-.
Критериальное уравнение имеет вид:
Л1= АЩПъПсЛл5П1, (58)
где A;a, b, с, d, е —константы.
Безразмерные параметры позволяют уменьшить число пере-
менных при планировании эксперимента и упрощают моделиро-
вание процессов между манжетой и валом.
$ 4. ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ РАБОТЫ МАНЖЕТЫ
Общие замечания
Фрикционные характеристики любого узла трения определяются
в значительной степени суммарной температурой в зоне контакта
(средней температурой поверхности трения и температурой
48
Рнс. 20. Эпюра распределения температуры
по ширине зоны контакта манжеты с валон
(расход S, 8 л/с, температура масла 40° С):
I — при t>CK = ю и/с и рж = о.5 кгс/см*; 2 —
10 м/с и 3 кгс/см*; 3 — 30 н/с н 0,5 кгс/см*.
4 — 30 н/с и 3 кгс/см* (резина па основе фтор-
каучука) [111]

вспышки на пятнах фактическо-
го контакта) и температурным
градиентом по нормали к поверх-
ности, который приводит к изме-
нению механических свойств [50].
Однако температурная задача тре-
ния подробно рассмотрена только
для частных случаев, например в
работах А. В. Чичинадзе приме-
нительно к процессу торможения
[103]. Критический обзор вы-
полненных исследований по температурной задаче трения дан в
работе М. В. Коровчинского [47].
Выше отмечалось, что температура, развивающаяся в зоне
контакта манжеты с валом, влияет на фрикционные характеристики
манжеты, т. е. герметичность и долговечность.
Трудности исследования теплового режима работы манжеты
обусловлены рядом причин.
1. Тепловые пространственные поля в контактирующих дета-
лях нестабильны во времени как вследствие пульсации контакт-
ного давления q^, так и в связи с тем, что в различные периоды
эксплуатации наблюдается неустановившийся режим работы
(пуск, останов, изменение режима).
2. Опыты показывают, что поверхностная температура нерав-
номерно распределяется по ширине зоны контакта, причем наблю-
дается хорошая корреляция между эпюрой распределения кон-
тактного давления (см. рис. 1) и эпюрой температуры (рис. 20).
4 Г. А. Голубев и др.
49
Среднее значение температуры в зоне контакта можно измерить
термопарой, установленной внутри вала, горячий спай которой
выводят на поверхность вала. Размер спая обычно соизмерим
с шириной контактной зоны. Более точный способ, позволяющий
определить температуру вдоль зоны контакта, описан в работе
[132]. Платиновую проволоку укладывали по окружности вала
в треугольную канавку н заливали специальной смолой, после
чего поверхность вала шлифовали. Концы проволоки выводили
через вал. При работе манжеты проволока нагревалась, что из-
меняло ее электросопротивление. Сигнал регистрировался на
осциллографе. Особенностью этого датчика является малый
осевой размер 0,025 мм, что в 10—30 раз меньше ширины зоны
контакта.
При установке термопары внутри манжеты возникает неточ-
ность определения температуры вследствие изменения расстояния
от термопары до вала при износе манжеты, а также в связи с боль-
шим температурным градиентом.
Распределение температуры в губке манжеты (рис. 21), полу-
ченное экспериментально Уппером методом электротермической
аналогии на модели сечения манжеты, показывает, что по мере
удаления от зоны трения температура в резине резко падает,
приближаясь к температуре герметизируемой жидкости [1491.
Также неравномерно распределяется температура по пери-
метру зоны контакта манжеты с валом [95].
3. Тепловой режим работы манжеты зависит от большого
числа разнообразных факторов, многие нз которых сами изме-
няются под воздействием температуры.
Температура, развивающаяся в зоне контакта, зависит от
теплофизических и фрикционных свойств материалов вала и
манжеты (рис. 22, г), конструктивных особенностей узла машины,
например от степени погружения вала с манжетой в масло
(рис. 22, д), свойств герметизируемой жидкости (рис. 22, в), ее
температуры и давления (рис. 22, б), а также от расхода через
герметизируемую полость (рнс. 22, а) и других факторов.
Большое влияние на величину поверхностной температуры
при работе манжеты оказывают скорость скольжения и нормаль-
ная нагрузка. Эти параметры непосредственно определяют мощ-
ность трения. Раш и Сандерсон определяли мощность трения
манжеты по формулам [140] для поверхностей:
хорошо смазанных
^=/cmPv(^)V. (59)
несмазанных, когда у = 0,
N = fcPv, (60)
где /см, /с — коэффициенты, зависящие от шероховатости тру-
щихся поверхностей и их геометрии; Р —радиальная нагрузка
50
Рис. 22. Зависимость изменения температуры от различных факторов (111, lit, 132, 143]:
а — от расхода герметизируемой среды:
/ — Рск = 25 м/с. 2—15 м/с. 3 — 5 м/с (температура жидкости 80° С н рж = 1 кгс/см*);
б — от давления и температуры герметизируемой среды:
/ — без смазки. 2 — со смазкой ЦИАТИМ-221 оск = 30 м/с; рж = 1 кгс/см’; 3 — 30 м/с
и 3 кгс/си* (жидкость — масло трансформаторное 75% и МС-20—25%),
а — от частоты вращения вала при герметизации различных жидкостей: 1 — керосин;
2 — масло SAE-IO, SAE-30. 3 — масло Brighfsfock-650;
г — от частоты вращения вала для различных резни: I — силикон, 2 — нитрил; 3 — поли-
акрилат (диаметр иаижеты 76,2 мм; температура масла 121° С);
д — от степени погружения вала в масло / — ие погружен; 2 — погружен иа 25% диа-
метра; 3 — иа 50% диаметра. 4 — погружен полностью (температура масла 110° С;
3000 об/мии)
на манжету; у — показатель, зависящий от типа герметизируемой
жидкости и характера ее движения в зазоре, обычно у ='1/24-1/s.
Увеличение температуры манже-
ты ускоряет процесс ее старения,
приводит к релаксации напряжения
в манжете и пружине. Контактное
давление при этом уменьшается, что
способствует появлению утечки. В
манжете появляются остаточные де-
формации: при снятии с вала ман-
жета не приобретает начальных раз-
меров. Таким образом, работа при
повышенной температуре уменьшает
долговечность манжеты.
Типичная зависимость срока
службы манжеты от температуры
масла в картере, по опытам Брин-
ка, представлена на рнс. 23. Шнюр-
Рнс. 2ft. Зависимость долговечности
манжеты от температуры масла
51
Ле и Уппер в качестве Характеристики Долговечности принима-
ли число часов работы серии манжет, если утечха отсутство-
вала не менее, чем у 50% испытанных манжет (50%-ная вероят-
ность выживания). Ими было экспериментально показано, что
долговечность манжет (нитрильная резина, диаметр вала 80 мм,
масло) при скорости 12,6 м/с снижается при увеличении темпе-
ратуры масла, однако при и = 25,2 м/с и Ож = 120-г-130° С имеет
место режим, соответствующий максимальной долговечности.
Это значение температуры было названо пределом работоспособ-
ности манжеты. Наличие предела связано с изменением механизма
работы манжеты при этих условиях [141].
Расчет температуры в зоне контакта манжеты с валом
Для качественной оценки контактной температуры Фк (речь
идет об усредненной по ширине контактной зоны поверхностной
температуре, измеряемой обычно термопарой, заделанной в вал)
можно воспользоваться формулой Бринка [117]:
= . (61)
аобщ
где Э — коэффициент, определяемый экспериментально; е — ос-
нование натурального логарифма; s —функция, зависящая от
вязкости 1); р„ —давление в планке смазки; Оовщ —общий коэф-
фициент теплопередачи.
Эмпирическая формула, полученная С. Л. Рыбаловым
и Б. С. Цыбуком, характеризует зависимость прироста темпера-
туры при трении резины по стали (9-й класс шероховатости) и
может быть использована для качественной оценки влияния коэф-
фициента трения /, контактного давления рк и скорости сколь-
жения на температуру в зоне трения:
Дй = &к —й0 = Э1Л9Рк8*°>7, (62)
где й0 —температура окружающей среды; Эх —коэффициент,
определяемый экспериментально.
По формуле (62) скорость скольжения слабее влияет на темпе-
ратуру, чем по формуле Бринка.
Тепловая задача трения сводится к решению дифференциаль-
ного уравнения теплопроводности при соответствующих каждому
конкретному случаю краевых условиях. Как указывал В. С. Щед-
рое, сложность задачи определяется необходимостью иметь дело
с дифференциальными уравнениями, когда граничные условия
содержат такие трудно определяемые величины, как коэффи-
циент теплоотдачи в окружающую среду и интенсивность теплового
источника трения. Трудно определить коэффициент распределения
тепловых потоков между манжетой и валом.
При теоретической оценке температуры трения Ок обычно
вводят упрощающие предположения. В большинстве работ, посвя-
52
щенных расчету температуры $к в
манжете, предполагают, что по всему
сечению вала под ^манжетой темпера-
тура одинакова и постоянна во време-
ни. Фактическое распределение темпе-
ратуры по поверхности контакта не
учитывают.
Распределение поверхностной тем-
пературы вдоль оси вала на участке
расположения манжеты показано на
рис. 24 (по экспериментальным дан-
ным). Можно сделать следующие выво-
ды: отвод теплоты в жидкость резко
снижает температуру вала по сравне-
нию с отводом теплоты в окружающую
атмосферу; тепловой режим работы
пылезащитной кромки манжеты тяже-,
лее, чем основной, в связи с плохими
условиями охлаждения; при работе
всухую температура резко повыша-
ется.
В общем случае уравнение тепло-
вого баланса для манжеты должно
“Рис. 24. Изменение поверхност-
ной температуры вдоль осп вала
в зоне расположении манжеты:
I — с'пылезащитным элепентоп;
3 — без пылезащитного элемен-
та; 3 — при работе всухую (вал
127 мп: 1560 об/мнв; масло
SAE-30 [117])
включать (без учета подвода теплоты
от других источников)
теплоту:
1) трения Q, 2) отводимую в массу вала и сопряженных с ним
деталей, Qs, 3) отводимую от свободной боковой и торцовой по-
верхностей вала в окружающую атмосферу Qs. в, 4) отводимую
от боковой поверхности вала в герметизируемую средуДОж. в,
5) идущую на нагрев самого герметизатора и связанного с ним
корпуса машины QK, 6) отводимую от корпуса в герметизируемую
среду <2Ж. к, 7) отводимую от корпуса в атмосферу Qa. к» 8) теряе-
мую с утечкой Qy.
Таким образом, для неустановившегося режима работы
Q=QB + QK + QaB + QaK + Q»B + Q«« + Qy. (63)
Теплоту трения ориентировочно можно рассчитать на основе
молекулярно-механической теории (см. ниже). Однако на практике
для оценки Q используют экспериментальные данные о коэффи-
циенте трения, силе или моменте трения для данной манжеты или
для аналогичной манжеты и близких условий работы.
Некоторые приближенные формулы для расчета контактной
температуры Фк приведены в табл. 7. В ней же указаны особен-
ности уравнения теплового баланса, положенного в основу рас-
чета.
В общем виде задача может быть решена на основе уравне-
ния (63) только для машины конкретной конструкции.
53
Таблица 7
Формулы для расчета температуры Фк
Автор, источник Формулы Примечание
А. В. Ваксман А —Л X #к-Оо 1 427аж2гв11{ Р = ?ст2лгва аж = 7-10‘* ккал/(см,-с°-С) LK = 10гв Для манжет станков. Рас- сматривается теплоотвод в окружающую среду че- рез поверхность вала. Установившийся тепло- вой режим
К. В. Зайцева Ок = О® + 17Л!трР Н ^в(Уаж^вив + 2окгв) / р°.«\ аж = (2.3 + ^-]х X 10'4 кквл/(см, с° С) Для манжет станков. Учи- тывается теплоотвод в ок- ружающую среду через вал и через корпус. Уста- новившийся тепловой ре- жим
Г. В. Макаров 156] а — a -L J^va Ок-Оо+ 2^ 2— ! * 33.7-104 Х X ^iwi 4~ AtPh ГI I ХаА1>П|$а 1 L 1 aKSK(l+t)J Aj th j^/nj (lk H—jf") j AB«*th £/nB ^La + m - 1/ дж2ллв m — 1/ оа2лгв У ф *«0,1 + 0,3 — коэффициент Рассматривается теплоот- вод в окружающую среду через часть вала, располо- женную в цилиндре, н на- ружную часть вала. Уста- новившийся тепловой ре- жим
А. И. Руденко 175] A _ A 1 f4ctVrB #K oi 427Xb ®k 8k = 8k (-£.«) - имеется график, ек = 0,086 — для резиновой манжеты Для манжет тракторов. Учитывается теплоотвод в жидкость, в которую по- гружен вал. Установив- шийся тепловой режим
54
Продолжение табл. 7
Автор, источник Формулы Примечание
В. Т. Василенко П4] *к-*о+ Z1 = V^rtbx г аж = 670 + 900 Вт/(м»-°С) (опытные данные) Манжеты авяацнонных аг- регатов. Учитывается теп- лоотвод через вал в гер- метизируемую жидкость. Установившийся тепло- вой режим
А. А. Удовенко, С. М. Васляев 195] А — А 1.» fP° - «к о® 1 427 гг^овщ х / 1,8ообщтр \ X \ 1 — е ОсР / Приводятся формулы для оп- ределенен аобщ для четырех случаев теплоотвода через вал Манжеты автомобиля. Учитывается теплоотвод через вал в обе стороны от манжеты в условиях не- достаточной смазки
Обозначения: <тж, аа — коэффициент теплоотдачи от части вала, погру-
женной в жидкость, н от части вала, расположенной в окружающей среде; ак — коэф-
фициент теплоотдачи от поверхности 3К корпуса к окружающей среде; — коэффи-
циент теплопередачи от манжеты в окружающей среде; 3В, —соответственно площадь
поперечного сечения и периметр вала; £к, £а — длина участка вала, находящегося
внутри корпуса и снаружи; е — основание натурального логарифма; th — гиперболиче-
ский тангенс. Остальные обозначения указывались ранее.
При кратковременном ресурсе работы машины имеет большое
значение продолжительность воздействия на резину высокой
температуры, так как разрушение материала не происходит
мгновенно. Продолжительность неустановившегося процесса, в те-
чение которого температура повышается до значения 0к, может
быть определена по формуле А, И. Руденко [75]:
тн = — Г 0,3579 4- 0,31371g 1, (64)
ат L J
где ат — коэффициент температуропроводности (ат = 0,045 м*/ч);
LK —длина теплоотдающего участка вала, расположенного
внутри корпуса машины.
Температура Ок находится в прямой зависимости от интенсив-
ности охлаждения вала и манжеты. А. И. Руденко различал три
степени охлаждения манжетного узла:
1) нормальное, когда поверхность вала охлаждается до тем-
пературы, равной температуре окружающей среды, на длине от
55
источника нагрева, равной величине радиуса вала, т. е. при
-р-= 1Д
2) удовлетворительное, когда охлаждение происходит на длине
-г-= 0,5;
3) неудовлетворительное, когда -^-=0,25.
*-к
Экспериментальное исследование теплового режима
трения манжет быстровращающихся валов
Манжеты из резины на основе каучуков СКН-18, СКН-26 с одной
кромкой и размерами 7 X 80 X 104 мм, близкие по конструкции
к манжетам по ГОСТ 8752—61, испытывали на воде. Хромиро-
ванная поверхность валов из стали 2X13 соответствовала чистоте
обработки по 9-му классу шероховатости. Контактные поверх-
ности при сборке покрывали тонким слоем консистентной смазки.
Продолжительность неподвижного контактирования до начала
работы составляла 15 мин, что превышало время формирования
номинальной и фактической поверхностей контакта при всех
имеющих место в опытах значениях давления герметизируемой
среды. Это было определено на специальном приборе [24] и на
образцах из аналогичной резины [46].
Тарировочиое усилие пружины 0,375 кгс; радиальный натяг
по усу манжеты 0,8—1 мм; статический эксцентриситет 0,05 мм;
динамический эксцентриситет 0,1 мм. Начальная температура
узла и температура герметизируемой жидкости в пределах 18—24°.
Расход жидкости через узел 200 г/с. Продолжительность мотор-
ного испытания 10 мин.
Для получения достоверных результатов при одинаковых
условиях испытывали до 12 манжет, всего для построения каждой
экспериментальной кривой использовали 50—70 данных. Мате-
матическую обработку результатов измерений осуществляли в со-
ответствии с известными рекомендациями (РТМ 44 —62 и др.).
Следует отметить, что наблюдающийся обычно значительный
разброс данных при любых прочностных испытаниях резиновых
манжет обусловлен тремя причинами:
1) проявлением статистической природы прочности полимера,
обусловленной его молекулярной структурой (случайная ошиб-
ка);
2) отличием в режимах испытания в пределах точности приме-
няющихся измерительных средств (систематическая ошибка);
3) отличием друг от друга исследуемых манжет как вслед-
ствие сложности их геометрической конфигурации, закоордини-
роваиной на чертеже с большим числом взаимосвязанных допусков
на размеры, так и вследствие нестабильности технологического
процесса их изготовления (случайная ошибка).
56
Pnc. 25. Зависимость момента трепла [от
давления среды и скорости скольжении
(цифры справа указывают число испытан-
ных манжет; точки соответствуют средним
значениям по ряду опытов)
Рпс. 25.'Зависимость пвноса'(по массе) от
давления среды и скорости скольжении
В связи с этим Лайн для получения достоверных данных реко-
мендует производить до 10 испытаний манжет в одинаковых
условиях. Шнюрле и Уппер проводили по 4—10 испытаний ман-
жет для получения каждой точки на графике изучаемой зависи-
мости [141]. Статистический анализ показывает [43], что при
коэффициенте вариации 0,1—0,2 и допустимой относительной
ошибке измеряемого параметра 0,1, при доверительной вероят-
ности 0,95 необходимо проводить 6—18 испытаний резинотех-
нических деталей.
Таким образом, по числу однородных испытаний наши иссле-
дования соответствуют указанным выше требованиям.
На рис. 25 приведены экспериментальные зависимости мо-
мента трения от давления герметизируемой жидкости при скоро-
стях скольжения 9,6; 28; 50 и 67 м/с (соответственно кривые 1—4),
а на рис. 26 — полученные при тех же опытах значения износа
манжет (по разности исходной и конечной масс).
Момент трения, а следовательно, и сила треиия возрастают
при повышении давления герметизируемой среды и уменьшаются
при увеличении скорости скольжения. Характер зависимости
момента трения от давления герметизируемой жидкости опреде-
ляется одновременным влиянием следующих факторов: увели-
чением относительной фактической площади контакта и площади
номинальной поверхности контакта при повышении давления рж
согласно формуле (15); изменением деформационных и прочност-
ных свойств полимера с возрастанием температуры при повыше-
нии давления рж.
Характер зависимости момента трения от скорости скольжения
согласуется с экспериментальными данными работ [14 и 30],
полученными при трении манжет со значительно меньшими ско-
57
ростями и нагрузками, и объясняется снижением площади фак-
тического контакта при увеличении скорости скольжения.
При повышении скорости скольжения и давления износ воз-
растает, однако при рж 1,5 кгс/см® и о 67 м/с износ незна-
чительный.
На рис. 27 приведены экспериментальные зависимости тем-
пературы уса манжеты от скорости скольжения и давления жид-
кости. Температуру измеряли термопарами типа ХК с проволо-
кой диаметром 0,2 мм, которые монтировали в резине в области
наибольшего нагружения на расстоянии 0,5—0,6 мм от вала.
Высокая скорость вращения вала не позволяла с достаточной
точностью непосредственно измерить среднюю температуру по-
верхности вала в зоне контакта с манжетой Фк. С другой стороны,
разместить спай термопары в резине около зоны трения было
невозможно, поскольку при наличии износа в некоторый момент
пуска спай термопары касался поверхности вала. По этой причине
для оценки максимальной температуры при трении манжет ис-
пользовали следующий комбинированный метод.
На первом этапе испытывали образцы из исследуемой резины
на фрикционную теплостойкость согласно разработанной ЙМАШ
методике РТМ-6-60. Результаты этих испытаний (рис. 28) пока-
зывают, что при достижении некоторого критического значения
контактной температуры (для исследуемой резины оказалась
близкой к 300° С) наблюдается резкий рост весовой интенсив-
ности износа ('д= лТ’ где —путь трения). При этом ха-
Рпс. 27. Зависимость температуры губ-
ка манжеты О (динамический режим)
от давлении жидкости п скорости п со-
ответствующее изменение контактной
теагаературы Ок (статический режим)
58
Рис. 28. Зависимость интенсивности износа
(по массе) от температуры при давлении:
/ — 15 f кгс/см*; 2 — 10 кгс/см*; 3 — 5
кгс/см*
Рис. 29. Схема узла косвенного.'приблнжепного
определенна контактной температуры в стати-
ческом режиме:
1 — отверстия для протока воды; 2 — тепло
от внешнего источника; Я — теплоизоляция
з
рактер износа соответствует
износу посредством «скаты-
вания» и «наволакивания»
[76], т. е. наблюдается коге-
зионное разрушение матери-
ала ®.
Для нитрильной резины
иного состава и по другой
методике в работе [145] по-
лучена зависимость коэффи-
циента трения манжеты от
температуры, из которой сле-
дует, что критическая тем-
пература составляет 220—
250° С. Аналогичная по ха-
рактеру зависимость получе-
на С. Л. Рыбаловым для ре-
зины, из которой были изго-
товлены исследуемые ман-
жеты, причем также ока-
залось, что OKD я» 300° С
[781.
Второй этап заключался в определении температуры уса ман-
жеты О в динамическом режиме (см. рис. 26).
Третий этап состоял в косвенной оценке средней контактной
температуры. Для этой цели в статическом режиме тепло от внеш-
него источника подводилось к зоне контакта манжеты с валом
(рис. 29) таким образом, что термопара в усе манжеты показала
установившуюся температуру, соответствующую температуре О,
зафиксированной при динамическом режиме.
Условия сборки узла, натяг, статический эксцентриситет,
расход воды и другие параметры соответствовали динамическим
режимам.
Показания второй термопары, расположенной непосредственно
в зоне контакта, при температуре в усе манжеты, равной О, удов-
летворительно отражают значения контактной температуры Ок
в динамическом режиме. Результаты этих испытаний представлены
на рис. 27. Зависимость температуры О и Ок от давления рж при
всех исследованных значениях скорости скольжения близка
к линейной, причем при рж = 1 кгс/см® Ок = О + (20-5-40)° С,
при рж = 2 кгс/см® Ок = О + (30-5-50)° С, а при рж = 3 кгс/см®
Ок = О + (40-5-60)° С.
На четвертом этапе рассчитывали температуру на единичном
пятне фактического касания (температуру вспышки по
методике, разработанной А. В. Чичинадзе [103]. При расчете
1 Авторское свидетельство СССР, № 367306, «Бюллетень изобретений»,
1973, №9.
69
температуры вспышки использовали следующие исходные дан-
ные: коэффициенты теплопроводности Л и теплоемкости ср, удель-
ный вес у резины и стали (справочные данные): Хреэ =
= 0,136 ккал/(м-ч-°С); Лст = 21 ккал/(м-ч-°С); ср # =
= 0,33 ккал/(кг • °C); сРст = 0,163 ккал/(кг • °C); =
= 1240 кгс/м*; уст = 7750 кгс/м*. Коэффициент температуро-
проводности для резины
а = ХРез = 9,22 • IO-8 м2/с.
т ^ре-зУрез
Твердость резины НВ 19 (справочные данные для жесткой
упругой резины).
Параметры кривой опорной поверхности для стальной детали
(9-й класс шероховатости): b = 3,1; v = 3. Радиус шерохова-
тости r= 180-Ю"* м. Наибольшая высота неровностей hm„ =
= 0,75-10"* м.
Диаметр единичного пятна касания, определенный по формуле
Н. Б. Демкина, dc„ = 12,4-10"* м при рж = 0; dcp = 15,4-10"* м
при рж = 3,5 кгс/см8.
Значения критерия Пекле Ре, = ; коэффициента рас-
пределения тепловых потоков, определенного по формуле
А. В. Чичинадзе:
а также значения силы трения Ртр, нормальной нагрузки
и площади номинального контакта Апк приведены в табл. 8.
Значения температурной вспышки на единичном пятне каса-
ния для установившегося на пятне режима,'равные согласно [ 103 ]
«3, 4V-1
, (66)
также приведены в табл. 8.
Таблица 8
Расчет температурной вспышки
Параметр Значения параметров при скорости скольжения, м/с
9.6 67
Давление жидкости, кгс/см*
0 зл 0 3.5
Аакг м* Рек. КГС Ртр. КГС Ре, «►всЛ 1,63-10-« 4,01 1,50 1 296 0,093 8,66-10-1 76,50 7,38 1 600 0,102 1,63-ю-4 4,01 1,50 9 040 0,214 ~7 8,66-10-4 76,50 4,63 11 180 0,233
60
Расчет показывает, что температурная вспышка на единичных
пятнах контакта' при трении резиновой манжеты по стальному
валу с поверхностью, соответствующей 9-му классу шероховатости,
незначительна, и ею можно пренебречь. Это позволяет считать,
что определенная выше средняя контактная температура Ок
близка к максимальной температуре на поверхности резиновой
манжеты. Предельная температура поверхности резины Окр, со-
провождающаяся появлением катастрофического износа и най-
денная из опытов на фрикционную теплостойкость, должна сопо-
ставляться с температурой Ок. Следовательно, катастрофического
износа ие будет при Ок < Одоп. Этот вывод, как будет показано
ниже, подтверждается испытаниями рассматриваемых манжет,
проведенными с целью выяснения предельных режимов работы
при различных значениях скорости скольжения (до 67 м/с) и
давления герметизируемой среды (до 10 кгс/см2). При этом кри-
терием успешной работы уплотнения считали отсутствие утечки
в пределах необходимого ресурса работы (600 с), т. е. при ус-
ловии Т| = 1. х '
Экспериментальные данные, представленные на рис. 27, пока-
зывают, что для каждой изотермы О = const (например, О — 30,
40, 50° Сит. д.) произведение давления герметизируемой среды рж
на скорость скольжения v является константой для различных
значений этих параметров. Относительное отклонение от среднего
арифметического значения ржу для каждой изотермы составляло
не более 20%.
Следует указать, что для рассматриваемого случая трения
произведения fpxv или fq„v (где qCT —расчетное среднее номи-
нальное контактное давление) при различных значениях нагрузки
и скорости не являются постоянными при О = const (отклонение
достигает 30% и более).
По исследованиям Н. Н. Сизикова и М. М. Резниковского,
мощность трения является критерием перехода от усталостного
и абразивного механизма изнашивания резины к «схватыванию»,
причем для различных резин имеет место определенное критиче-
ское значение мощности трения, позволяющее устаиовить'границы
применимости резины в узлах трения [81 ].
Обработка экспериментальных данных показала, что между
температурой уса манжеты и произведением ржи имеется линей-
ная зависимость. Например, при ржу — 60 кгс*м/(см2«с) б =
= 50° С и при 250 кгс-м/(сма-с) б = 133° С.
Отмеченная закономерность наблюдалась ранее в опытах
с резиновыми манжетами, проведенными при значительно мень-
ших значениях рж и v. Так, в работе [30] достигался исследован-
ный диапазон q„v = 50 кгс-м/(см2-с); при экспериментах с дру-
гими манжетами q„v = 30 кгс-м/(см2-с) [75] и ржу =
=J20 кгс-м/(сма-с) [14].
"~"В настоящее время в СССР и за рубежом следует считать
общепринятым в герметологии характеризовать тепловой режим
61
работы (температуру и мощность трения) и работоспособность
как контактных, так и бесконтактных ГУ величиной ржи.
Испытания показали, что исследуемые манжеты теряли герме-
тичность в большинстве случаев при 400 кгс-м/(см2-с),
однако наблюдался значительный разброс данных. Можно гаран-
тировать, что негерметичности не будет при ржи ==
= 250 кгс-м/(см*-с), Последняя цифра имеет важное практиче-
ское значение, так как позволяет определить область применения
данных манжет. Например, негерметичности не следует ожидать
при рж = 5 кгс/см* и v — 50 м/с или при рж = 4 кгс/см* и у =
= 60 м/с, так как в этих случаях ржу 250 кгс-м/(см* -с). Опыты
подтверждают данное предположение.
При ржу = 400 кгс'м/(см*-с) наблюдался значительный износ
манжет, что вносило погрешность в измерение температуры уса
манжеты поскольку в процессе работы изменялось расстояние
от спая термопары до поверхности трения. Данное расстояние
могло увеличиваться при скоплении продуктов износа (<навола-
кивание») или уменьшаться до нуля (при этом термопара касалась
вала, что сопровождалось ростом температуры на осциллограмме).
Поэтому для оценки температуры уса манжеты О воспользуемся
данными, приведенными на рис. 27. Экстраполирование дает
значение ft >=» 200° С.
Средняя температура поверхности контакта ftK при ft 200° С
составит около 300° С. Сопоставление этой температуры с резуль-
татами исследования фрикционной теплостойкости образцов из
той же резины, приведенными выше, показывает, что предельное
значение ржу в опытах с манжетами соответствует значению
предельной температуры, найденному при испытаниях образцов
на фрикционную теплостойкость при РТМ-6—60.
На рис. 30 представлена зависимость средней контактной
температуры от фактора ржу для рассматриваемых манжет и
манжет такой же конструкции из этой же резины, но для валов
меньших диаметров. В связи с тем, что при уменьшении диаметра
вала момент трения уменьшается пропорционально диаметру,
а теплоотводящее сечение вала уменьшается пропорционально
квадрату диаметра, преде-
льно допустимое значение
произведения (рж0преД
оказывается ниже для ва-
ла меньшего диаметра.
Обработка данных поз-
воляет получить эмпири-
ческую формулу
(Рж»)пред=*^р (67)
Рис. S0. Зависимость контактной температуры
от величины аромвведеиаа (мл 80 мм,
условна испытаний указаны в тексте)
где X, х — постоянные,
определяемые эксперимен-
62
. ^дрп
тально; £ = -------запас по температуре, учитывающий разброс
данных н выбранные значения допустимой температуры 0ДОП.
Приведенное подтверждает сделанный вывод о том, что решаю*
щее влияние на износ манжеты, а следовательно, и на потерю
герметичности оказывает температура в зоне трения. Из этого
следует также, что анализ фрикционной теплостойкости материалов
по РТМ-6—60 должен являться необходимым этапом работы при
создании надежных манжетных уплотнений и при исследовании
допустимых значений таких параметров, как контактная нагрузка
и скорость скольжения.
§ 5. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ВЫБОРУ КОНСТРУКТИВНЫХ
ЭЛЕМЕНТОВ МАНЖЕТЫ
В качестве примера рассмотрим наиболее широко применяемую
конструкцию — резиноармированную манжету.
В манжете (рис. 31) можно выделить следующие элементы:
полку и фланец, к которым привулканизована жесткая метал-
лическая арматура; нажимное устройство, например пружину;
губку манжеты, которая ножкой соединена с фланцем; ман-
жету устанавливают в отверстии корпуса на валу.
В соответствии с ГОСТ 4.17—70 к показателям качества рези-
новых герметизаторов, характеризующим сопрягаемые детали,
относятся предельные отклонения размеров, состояние контакти-
рующих поверхностей и точность сборки деталей. Эти общие
показатели не дают представления о многообразии и взаимной
связи различных факторов, влияющих на работоспособность
манжеты. Ниже приведены некоторые рекомендации по конструи-
рованию указанных элементов манжетного герметизирующего
устройства.
Рнс. SI. Основные в ле мен ты а аараметры манжеты
63
Полка, фланец и арматура манжеты. Осевой размер полки ЬК1
и натяг по наружному диаметру 20к = 2 (/?к — /?ы) выбирают
из условия отсутствия проворота манжеты в корпусе под дей-
ствием момента трения на валу. Опыты показывают, что для
обеспечения герметичности между манжетой и корпусом при
перепаде давления до 15 кгс/см8 и натяге 0К = 0,2-«-0,3 мм до-
статочно иметь размер Ьы = 2,5-ь 3,0 мм, причем герметичность
сохраняется и после длительного хранения или ускоренного
теплового старения манжеты. В действительности размер Ьм
в зависимости от ожидаемого момента трения и свойств резины
выполняется в пределах 5—12 мм и более, причем больший размер
полки соответствует большему диаметру вала.
Проворота манжеты в корпусе не будет, если момент трения
между манжетой и корпусом Мк будет превышать момент трения
на валу Л4В.
Поскольку
Л4к = dS =: 2nQKfKRKbK,
где dS = bKRK dxf — элементарная площадка полки, ограни-
ченная углом d<p; gK — контактное давление между полкой и
корпусом; /к — коэффициент трения манжеты о корпус, постольку
Мв = 2nr\aq„f.
м
Если запас ш/ величине момента принять равным zK = =
= 5, то можно записать
„ __ 5а ( rB \2 f
?к— \Rj Ч"'
НО
Чет = ек^ст>
где Е„—модуль сжатия резины при деформации 8к = -|р
Тогда
(68)
Можно при расчетах принять, следуя Г. Г. Давлетбаеву, что
f = /к, поскольку ошибка при этом идет в запас.
Полка манжеты с цилиндрической поверхностью при ее вы-
прессовке из корпуса может быть повреждена, на поверхности
резины могут образоваться разрывы, поэтому при запрессовке
для уменьшения осевого усилия рекомендуется на поверхность
наносить тонкий слой консистентной смазки. Тем не менее, после
выпрессовки манжету обычно считают непригодной к дальнейшей
64
эксплуатации. Для устранения этого недостатка
были предложены манжеты с синусоидальными
или пилообразными кольцевыми канавками на
наружной поверхности (/?ы). Один из вариан-
тов такой манжеты представлен на рис. 32.
При этом предъявляют менее высокие требо-
вания к точности изготовления и качеству по-
садочной поверхности в корпусе.
Размеры фланцевой части манжеты выбира-
ют из условия обеспечения непроницаемости
для рабочей среды и необходимой прочности.
Повышению прочности полки и фланца способ-
Рнс. 32. Манжета с
кольцевыми канавка-
ми,на наружной по-
верхности
ствует арматура, привулканизованная к резине.
При выборе конфигурации и размеров арматуры необходимо
обращать внимание на давление среды и динамическое биение
вала. При значительном давлении следует принять специальные
меры. Если биение вала велико и при заданной частоте вращения
вала может наступить явление «отрыва» манжеты от вала, то
наряду с другими мерами может дать положительный результат
увеличение внутреннего размера арматуры /?а (см. рис. 31).
Радиальная жесткость уса будет уменьшена. Известны манжеты
с кольцевой арматурой без перпендикулярной к валу стенки.
Нажимное устройство. Об особенностях браслетной спираль-
ной пружины растяжения говорилось выше. Работоспособность
манжет повышают, размещая в пружине жесткие стержни. Расчет
характеристик пружины и напряжений в витках проволоки можно
найти в специальной литературе.
Рассмотрим нажимные устройства других конструкций и спо-
собы дополнительного радиального нагружения губки манжеты.
Лепестковая пружина представляет собой металлическую
тонкостенную коническую оболочку с радиальными разрезами со
стороны меньшего диаметра, которую прикрепляют к фланцу
манжеты или корпусу (рис. 33). Ряд фирм за рубежом выпускает
резиновые манжеты с комбинированным нажимным устройством,
включающим как лепестковую, так и браслетную пружины.
К недостаткам лепестковой пружины следует отнести ее высо-
кую жесткость (крутую характеристику), в связи с чем радиаль-
ное усилие на манжету очень сильно изменяется при небольших
перемещениях губки манжеты. Кроме того, требуется повышенная
точность при сборке устройства. Регулирование усилия, создавае-
мого лепестковой пружиной затруднено.
По предложению Ю. Г. Селедкова, браслетную пружину при
установке заключают в кожух, состоящий из верхней жесткой
части и эластичной нижней части, не препятствующей передаче
радиального усилия на губку манжетых.
1 Авторское свидетельство СССР, .Ns 352066. «Бюллетень изобретений»,
1972, Ns 18.
5 Г А Голубев и др
Рис. 33. Манжета с лепестковой пружиной конструкции фирм:
а — Garloc Packing Со of Canada, Ltd; б — General Motors Corp.,
USA
Под действием вибраций, биения вала или резких изменений
давления в рабочей полости машины браслетная пружина может
выпасть из гнезда иа губке. Для исключения этого в манжету
запрессовывают удерживающее пружину кольцо (рис. 34).
Браслетные пружины из проволоки иногда по форме отлича-
ются от спиральной. Пружину можно устанавливать виутри-
губки манжеты (рис. 35).
Нажимное устройство с подпружиненным стаканом с кониче-
ской нажимной поверхностью, предложенное Г. Г. Баяндиным,
способствует выравниванию нагрузки по периметру манжеты.
Конструкция усложнена и занимает много места в машине
(рис. 36).
Особые преимущества дает применение в качестве нажимного
устройства резинового горообразного кольца, хотя в этом случае
радиальное усилие будет изменяться в процессе работы под
влиянием релаксационных процессов и
старения резины.
Представляют определенный интерес
способы дополнительного радиального на-
гружения манжеты без применения ме-
таллических упругих элементов. В Япо-
нии предложен способ, заключающийся в
использовании специального кольца меж-
ду губкой манжеты и корпусом, которое
под воздействием герметизируемой среды
набухает и увеличивается в объеме, а при
отсутствии жидкости вновь принимает на-
Рис. 34. Манжета с кольцом,
удерживающим браслетную
пружину
66
Рис. 36. Манжета со змейковой пружиной:
а — фирмы International Packings Corp.; Bristol, б — по данным ФРГ
чальные размеры. В качестве материала для такого кольца пред-
лагается использовать нерастворимый электролитический поли-
мер, например полиакриловую кислоту с поливиниловым спир-
том.
Для увеличения перепада давления на манжете, герметизирую-
щей узел шарикоподшипника, можно использовать вакуумиро-
вание полости за манжетой.
Губка манжеты. Несмотря на то, что манжеты, выпускаемые
в нашей стране и за рубежом, отличаются по форме губки, прин-
ципиально их конструкции аналогичны в том, что с ростом дав-
ления среды и радиального усилия степень герметичности в ста-
тическом положении возрастает.
Параметры сечения манжеты (рис. 31) очень влияют на рабо-
тоспособность в связи с их влиянием на составляющие контакт-
ного давления qynp, q„p, q№,Prl. Однако необходимо учитывать,
что конструкция манжеты зависит от особенностей всей конструк-
ции узла машины, свойств резины и условий предстоящей работы,
поэтому ниже приводятся лишь общие соображения и рекоменда-
ции по выбору некоторых характеристик профиля манжеты.
Дега, учитывающий опыт работы фирмы General Motors, USA,
по созданию герметизирующих устройств, отмечает, что, несмотря
па простой внешний вид кромочной манжеты, ее «многочисленные
переменные параметры являются сложными и взаимосвязанными.
По-видимому, из-за этих сложностей разработка конструкций
5*
Рис. 33. Коническое нажимное устройство:
а — конструкция Г Г Баяндина; б — фирмы General Electric Со.; USA
67
Рнс. 37. Стандартный (а) н модифицированный (б) профили манжеты (Япония)
кромочных манжет в прошлом считалась скорее искусством, чем
наукой» [31]. Следует добавить, что при создании манжетного
устройства большая роль отводится экспериментальной проверке
работоспособности нескольких вариантов конструкции губки
манжеты.
Толщину части манжеты, соединяющей губку с фланцем,
выбирают из условия прочности. Ножка манжеты подвержена
действию касательных напряжений от закручивания моментом Л4тр
н изгиба при натяге 0, а также нормальных напряжений от дав-
ления среды. Минимально допустимая толщина
k 5» Leos a , (69)
\4ав J
где ов — допустимое напряжение резины иа разрыв.
Для нитрильной резины с твердостью 75—85 по ТМ-2 можно
принять ов = 2ч-3 кгс/сма [30].
На основании экспериментальных данных рекомендуют опти-
мальную толщину k = 0,9 мм, причем более толстое или тонкое
сечение увеличивает утечку [31 ].
Радиальная жесткость губки манжеты зависит от размера k
и характеризует способность кромки следовать за поверхностью
вращающегося с биением вала. В качестве косвенной характе-
ристики жесткости губки может быть принят угол поворота
вала фв за время возвращения в исходное положение какой-либо
точки манжеты после ее смещения выступающей частью вала.
Опыты с манжетами, установленными на валу 2гв = 45 мм
и отличающимися только некоторыми размерами поперечного
сечения, а также величиной контактного давления qcr (рис. 37, а
и б — 4,5 и 8 кгс/сма соответственно), показали, что манжета
с утолщенной губкой более долговечна, причем зависимость угла фв
от продолжительности работы т описывается эмпирическими фор-
мулами:
при Аг == 1,5 1,8 мм
68
<pn = 5,94 — б.ббе-0-186’,
при k = 2 мм
Фв = 2,66 —2,36е~°’012т.
Другой важной характеристикой профиля губки является
величина смещения плоскости действия браслетной пружины отно-
сительно ребра, образованного передней и задней кромками
губки (5П). Размер Ь„ для манжеты, оказавшейся более работо-
способной, составляет 0,3—0,5 мм (см. рис. 37).
Размер Ьп влияет на величину составляющей контактного
давления от действия пружины <?пр.
Дега определил, что наименьшая утечка наблюдается при
b„ = 0,5ч-1 мм. По рекомендации А. М. Фомаиина, размер Ьп
должен составлять четвертую часть диаметра витка браслетной
пружины. Близкое расположение пружины к фланцу манжеты
вызывает нежелательный прогиб губки и приводит к негерметич-
ности. При расположении пружины дальше от фланца, чем зона
контакта, создается дополнительный изгибающий момент, и
система становится нестабильной.
Большое значение имеет размер части манжеты /р, выступаю-
щей в сторону рабочей полости машины и воспринимающей внеш-
нее давление рж. Размер /ропределяет составляющую контактного
давления </давл. С учетом допусков на изготовление манжеты
размер /р может вызывать колебания давления qCT до 10—20%
(при рм == 3 кгс/см2). Стремление снизить qCT при высоких рж
путем уменьшения размера /р приводит к’ противоречию, по-
скольку манжета становится более жесткой и хуже работает при
повышенном биении вала.
Радиус отверстия манжеты гм определяет натяг по валу 0
и составляющую контактного давления <?упр.
Углы между передней и задней кромками губки манжеты и
валом обычно принимают равными аж = 40ч-60° и а = 10ч-
ч-20° [961.
Влияние различных параметров профиля манжеты иа величину
контактного усилия с использованием парафиновых моделей
профиля изучал А. А. Теасте. Он применял метод препарирования,
который ранее использовался в исследованиях Ю. А. Носова и
С. Б. Ратиера. Установлено, что утолщенная часть губки около
пружины имеет решающее значение [87].
Распределение напряжений в сечении 70 различных типов оте-
чественных и зарубежных манжет с целью выбора оптимального
профиля исследовано на моделях поляризационно-оптическим
методом [96]. Выбранная оптимальная конфигурация профиля
принципиально совпадает с наилучшим профилем, рекомендован-
ным Саймонсом, который провел тщательное экспериментальное
исследование влияния отдельных параметров на утечку через
манжеты (рис. 38).
69
Рнс. 38. Оптимальная конструкция ман-
жеты (контактное усилие 0,109 кгс/см;
антрильная резина; температура масла
79° С; 3600 об/мин)
Корпус и вал машины. Отвер-
стие под манжету в корпусе рас-
тачивается и обрабатывается по
6—7-му классам шероховатости.
При проектировании узла следует
предусмотреть заходные фаски в
корпусе и на валу, чтобы исклю-
чить повреждения манжеты при
сборке. Обычно фаски выполняют
под углом 15—30° к оси, а их
размер выбирают в зависимости
от величины натяга манжеты по
валу и корпусу.
Несмотря па то, что манжеты
устанавливают в корпусе с натя-
гом, с течением времени под дей-
ствием температуры, рабочей сре-
ды, атмосферных воздействий, вибраций корпуса натяг осла-
бевает. Это может привести ие только к появлению утечки, но
и к выпадению манжеты из отверстия в корпусе. Целесообразно
манжету закреплять с помощью гайки или фланца, прикреплен-
ного к корпусу. Более простой способ заключается в использо-
вании разжимных пружинных колец, входящих в проточку на
посадочном отверстии под манжету в корпусе.
Многие элементы участка корпуса и вала, относящиеся к ман-
жетному узлу, могут быть стандартизованы. В качестве примера
можно указать на английский стандарт, регламентирующий
диаметры валов под манжеты (от 6 до 500 мм) и отверстий в кор-
пусах машин (от 16 до 540 мм), их фаски, глубину отверстия
в корпусе для одно- и миогокромочиых манжет 11431.
Приведенные выше рекомендации не являются обязательными.
§ в. ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КОНТАКТНЫХ
ГЕРМЕТИЗИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ
На основе обобщения опыта создания герметизирующих узлов
гидравлических машин, а также • имеющихся литературных дан-
ных, можно выделить ряд принципов, которыми полезно руковод-
ствоваться при проектировании ГУ, в особенности для тяжелых
условий работы. Знание их позволит избежать ошибок при проек-
тировании, систематизировать имеющуюся информацию по гер-
метизации узлов гидравлических машин и определить направле-
ния дальнейших поисковых работ в этой области.
Принцип разделения функций. Создание ГУ будет облегчено,
если требования к данному узлу машины будут распределены
между несколькими герметизаторами, каждый из которых будет
выполнять вполне определенные функции. В современных машинах
манжеты могут выполнять пять функций.
70
1. 6 качестве основных концевых ГУ предотвращать утечку
из гидравлической машины в окружающее пространство (для
этого манжеты в ряде машин устанавливают вместе с динамиче-
скими бесконтактными ГУ);
2. Герметизировать опорные узлы машин, например шарико-
подшипников, работающих на смазке, и одновременно предотвра-
щать попадание рабочей жидкости в опорный узел (двусторонняя
герметизация);
3. Защищать полости машин от проникновения пыли, влаги
и т. п. из атмосферы;
4. Герметизировать неподвижные валы (стояночные гермети-
заторы).
5. Служить в качестве вспомогательных герметизаторов, на-
пример в торцовых ГУ; для замены более сложных и дорогих ГУ
при испытаниях машины и проч.
При выполнении каждой из указанных функций существенно
отличаются условия работы манжет, что определяет различную
степень сложности их доводки.
Примеры конструктивного выполнения узлов машин с манже-
тами, выполняющими указанные функции, приведены на рис. 39.
Если на манжеты, являющиеся основным герметизатором
в гидравлической машине (функция 1), возложить защиту от
атмосферных воздействий (функция 3), то создание такого ГУ
потребует дополнительных усилий и времени.
Характерной для рассматриваемого принципа является функ-
ция 4. Во многих машинах при остановке давление рабочей жид-
кости невелико, и с успехом может быть использована простейшая
манжета. При работе машины давление резко возрастает. В этот
период целесообразно задачу герметизации возложить на бескон-
тактное, например импеллерное, устройство.
Так, при перепаде давления в динамическом режиме до
70 кгс/смI 2, а в статическом — до 1 кгс/см2 использовали устрой-
ство, состоящее из винтового герметизатора и резиновой ман-
жеты (1181.
В качестве стояночного ГУ можно использовать манжетные
и торцовые устройства.
Рнс. 3». Манжеты, выполняющие различные функции:
I — основной герметизатор; 2 — двусторонняя герметизация опорного узла; 3 — защита
от атмосферных воздействий, 4 — стояночная манжета
71
рана однократного применения; динамическое — манжета; б — статическое — манжета;
динамическое —- импеллер; в — статическое — манжета; динамическое — щель
В стояиочиую манжету, вращающуюся вместе с валом и раскры-
вающуюся под действием центробежных сил, для увеличения этих
сил вставляют разрезанное металлическое кольцо.
В торцовом устройстве обычно подвижное кольцо отводится
от неподвижного под действием отжимного элемента, на который
действуют центробежные силы 1.
На рис. 40 показаны некоторые примеры реализации этого
принципа.
Принцип исключения влияющих факторов. Иногда при про-
ектировании контактного ГУ имеется возможность предусмотреть
конструктивные меры, исключающие или уменьшающие вредное
влияние того или иного фактора.
Выше уже отмечалась группа защитных уплотнений. На
рис. 41, а приведено устройство манжетного типа со специальной
защитной шайбой, предохраняющей манжету от вредных воздей-
ствий со стороны атмосферы.
Иногда удается конструктивными мерами уменьшить разру-
шение (набухание) резиновой манжеты под действием агрессивной
1 Авторское свидетельство СССР, Ns 391318, «Бюллетень изобретений»,
1973, Ns 24.
Рис. 41. Манжеты:
а — с пылезащитной
шайбой; б — с фторо-
пластовой защитной
шайбой для работы в
агрессивной среде
Л
72
Рис. 42. Герметизирующее устройство
для вала, имеющего большое динами-
ческое биение
рабочей среды. В устройстве, по-
казанном на рис. 41, б, эта цель
достигается установкой перед ре-
зиновой манжетой шайбы нз ма-
териала, стойкого в рабочей жид-
кости. Полость между шайбой и
манжетой заполняют консистент-
ной смазкой, которую также под-
бирают из условия совместимости
с рабочей средой.
Известны способы придания
резине химической стойкости пу-
тем покрытия манжеты пленкой фторопласта-4 в процессе фор-
мования.
В качестве примера реализации принципа исключения влияю-
щих факторов можно указать на некоторые конструкции ГУ,
работающие при большом динамическом биении вала [22].
Конструкторские разработки ведут по трем направлениям.
I. Создают устройства, в которых динамическое биение вала
вообще не передается на кромку манжеты. Например, к ним отно-
сится конструкция, предложенная Денни [32]. Манжета (рис. 42)
установлена на втулке, вращающейся вместе с валом, с которым
она связана эластичной муфтой. Сама втулка находится в шарико-
подшипнике, имеющем малый радиальный зазор.
2. Разрабатывают конструкции, в которых динамическая на-
грузка от вала, вращающегося с биением', воспринимается не
только рабочей кромкой манжеты, но и передается на упругий
гофр (зигзагообразную тонкостенную мембрану). На рис. 43, а
показана манжета с удлиненным эластичным мембранным эле-
ментом, который соединяет кромку манжеты с фланцевой частью
и компенсирует радиальные перемещения вала. На внутренней
стороне мембранной части выполнены ребра, улучшающие охла-
ждение манжеты при работе. Манжета с упругой оболочкой при-
ведена на рис. 43, б. Воздействие биения вала на кромку манжеты
можно уменьшить плотным прижатием эластичного элемента
к валу недеформируемым жестким кольцом. Эта идея, предложен-
ная Диффенбахом, может быть использована при нетяжелых усло-
виях работы. В этом случае радиальные колебания кромки ман-
жеты совпадают с биением вала й воспринимаются другими
участками манжеты (рис. 44).
3. Создают конструкции, в которых манжета имеет возмож-
ность перемещаться в радиальном направлении под влиянием
биения вала (рис. 45).
Представляют интерес конструктивные разработки, направ-
ленные на уменьшение влияния скорости скольжения при работе
манжетного устройства. Например, в США и СССР были пред-
ложены устройства для герметизации опорного узла с шарико-
подшипником, к сепаратору которого прикрепляли манжету
73
Рис. 43. Манжета с эластичным мембранным элементом для работы при большом биении
вала:
а — фирмы Busak—Luyken; ФРГ. б — с упругой оболочкой
Рис. 44. Манжета с жесткой кольцевой обоймой На рабочей губке
Рис. 4S. Герметизирующее устройство, допускающее
радиальные перемещения манжеты
Рнс. 43. Герметизирующее устройство со свободно
плавающей манжетой (конструкция Ю. Г. Седелкова)
(а) и плавающее сдвоенное манжетное устройство (б)
74
с двумя герметизирующими элементами — для контакта с валом
и корпусом. Частота вращения такой манжеты примерно в 2 раза
меньше частоты вращения вала.
Ю. Г. Селедков предложил разместить манжету в охватываю-
щем вал роторе электродвигателя. Кольцевой статор устанавли-
вают при этом в корпусе гидравлической машины. Такое устрой-
ство позволяет регулировать относительную скорость трения.
Он же предложил конструкцию свободно плавающей манжеты
(рис. 46) и исследовал закономерности ее работы [801. Условия
контактирования можно подобрать таким образом, что манжета
будет вращаться вдвое медленнее вала. Тот же эффект можно
достигнуть при установке свободно плавающего сдвоенного ман-
жетного устройства (рис. 46, б).
Принцип минимизации теплоты трения. Герметизирующее
устройство необходимо проектировать таким образом, чтобы при
трении генерировалось как можно меньше теплоты. Температура
эластичного элемента манжеты в процессе работы не должна пре-
вышать не только критическую температуру но и темпера-
туру, допустимую при эксплуатации манжеты в определенных
условиях. Как правило, предельно допустимое значение темпе-
ратуры полимера устанавливают на основе анализа статисти-
ческих данных по эксплуатации полимера [13, 14 и 1331.
Конструктор при разработке ГУ должен располагать арсена-
лом рекомендаций, которые дают современные трибология и
триботехника,
Улучшение смазывания зоны контакта
манжеты с валом. Наиболее распространены системы
принудительной подпитки манжет смазкой от внешнего источ-
ника (масленки, лубрнкаторные устройства, оснащенные сред-
ствами автоматического регулирования количества подаваемой
смазки; подача смазки из внутренних полостей
вращающегося вала).
В манжетном устройстве, приведенном на
рис. 47, условия смазки и охлаждение зоны
трения улучшаются в результате размещения
за манжетой (со стороны пониженного давле-
ния) винтового маслонагнетателя, подающего
смазку из полости, ограниченной лабиринтным
устройством. Источником смазки служит мас-
ленка.
Для улучшения смазывания зоны контакта
можно использовать подачу газа или жидкос-
ти к зоне трения через поры материала, из
которого изготовлен герметизатор. Имеются
также предложения при подготовке резиновой
смеси к вулканизации вводить в нее специаль- Рис 47 маижеТиое
ное порошкообразное вещество, а готовые мап- устройств» с прнну-
жеты погружать в ванну с маслом (температу- ?м1з£ой полпит,‘ой
75
ра масла 100—120° С, продолжительность погружения 7 с). Вве-
денное в резину вещество растворяется в масле, которое и запол-
няет образующиеся в резине поры.
Иногда жидкую смазку вводят в число ингредиентов резино-
вой смеси. В отдельных случаях дает положительный эффект
предварительное набухание готовых манжет в масле.
Улучшение антифрикционных свойств
резины. Фирма Quantum (США) предложила способ снижения
коэффициента трения и изнашивания резиновых деталей путем
химического модифицирования их поверхностей, созданием по-
верхностной пленки фторированных углеводородов. Толщина
пленки 50—100 мкм [121 ]. Аналогичный прием, отличающийся
технологией образования фторированной пленки, использовался
и в отечественной промышленности для повышения работоспособ-
ности резиновых манжет [651.
Для повышения износостойкости манжет из нитрильной резины
в ее состав вводят наполнитель—политетрафторэтилен (ПТФЭ):
на 100 частей резины 200 частей ПТФЭ. Установлено, что в ус-
ловиях хорошей смазки наличие ПТФЭ ненамного снижает по-
тери на трение, но при отсутствии смазки потери уменьшаются
в 2 раза и более.
На рабочую поверхность герметизирующего элемента может
быть нанесено антифрикционное покрытие. Покрытие, представ-
ляющее собой тонкую пористую пленку, например из ПТФЭ,
соединяется с резиновой основой в процессе формования в ре-
зультате затекания резиновой смеси в поры пленки и последующей
вулканизации *.
Трение манжет можно снизить введением в резину пиролизо-
ванных углеграфитовых материалов, например малозольной уголь-
ной ткани [111]. Разработан также способ повышения износо-
стойкости резин путем введения в состав смеси нитрида крем-
ния [77]. Антифрикционные свойства резин из фторкаучуков
повышаются при введении в резину графита в сочетании с ПТФЭ
или неорганических твердых смазок с ПТФЭ [8].
Улучшение качества поверхности вала.
Выбор шероховатости поверхности вала.
Прочностные характеристики материалов вала и манжеты отли-
чаются на несколько порядков, поэтому учитывают, как правило,
только характеристики шероховатости наиболее твердой детали—
вала. Трение и изнашивание согласно молекулярномеханиче-
ской теории трения зависит от относительной высоты неровностей
и среднего радиуса скругления неровности. Однако в применении
к контактным герметизирующим устройствам эти характеристики
не всегда определяют величину утечки. Вопрос о том, какие пара-
метры шероховатости оказывают наибольшее влияние на величину
1 Авторское свидетельство СССР, № 227807. «Бюллетень изобретений»
1965, № 23.
76
утечки, исследован недостаточно. Обычно пользуются характери-
стиками шероховатости, соответствующими ГОСТ 2789—73.
Меньший износ и трение манжет наблюдаются при некоторой
оптимальной высоте неровностей поверхности вала, ч
Большое влияние на величину утечки через манжету оказывают
микрориски на поверхности вала, имеющие характер винтовых
линий и представляющие собой следы режущего инструмента
(резца, шлифовального круга). Увеличение глубины и шага вин-
товых микрорисок вызывает увеличение потерь на трение.
В зависимости от направления винтовые риски способствуют гер-
метизации или увеличивают утечку. Опыты показывают, что
направление следов обработки более важно, чем их глубина
[1001.
Ь^Для нитрильной резины при диаметре вала около 102 мм и
нулевом шаге следов механической обработки оптимальная шеро-
ховатость соответствовала 0,25—0,5 мкм (9 или 8-й класс шерохо-
ватости), причем для низкого модуля упругости резины (имеется
в виду модуль, полученный при удлинении, соответствующем
деформации манжеты) минимум трения имел место при обработке
поверхности по 7-му классу шероховатости, а для высокого модуля
упругости — при 10-м классе. Считают, что при увеличении высоты
неровностей пленка смазки разрушается, а при уменьшении —
поверхность не может удержать пленку.
В табл. 9 приведены рекомендации по выбору шероховатости
поверхности для манжет некоторых гидравлических машин.
Можно констатировать, что оптимальный класс шероховатости
поверхности вала в месте расположения манжеты должен выби-
раться с учетом режима работы и свойств материала.
Специальные технологические приемы
обработки поверхности вала. В качестве чисто-
вой обработки поверхности вала рекомендуется применять направ-
ленное шлифование с углом наклона шлифовального круга 3—
5°Некоторые исследователи предлагают заменить шлифование
металлических поверхностей, работающих в контакте с резино-
выми манжетами, технологической операцией, заключающейся
в накатке роликом [83, 84]. Такой метод чистовой обработки
высокопроизводителен, дает возможность получить высокую чи-
стоту поверхности, а также приводит к упрочнению поверхност-
ного слоя. Опыты показали, что долговечность работы манжет
по накатанной поверхности в 1,5 раза больше, чем по шлифован-
ной поверхности одного и того же класса шероховатости.
Способ обработки поверхности вала частицами стекла [142]
требует экспериментальной проверки.
Трение и износ манжет можно уменьшить покрытием вала
пленками сухих смазок.
1 Авторское свидетельство СССР, № 124826. «Бюллетень изобретений», 1966,
№ 22.
77
Таблица 9
К выбору оптимального класса шероховатости вала
Область'прнмеиеиня манжет Рекомендуе- мый класс шероховато- сти поверх- ности вала Примечание Источник
Узлы общего маши- ностроения 8-9 • v = 20 м/с [84, 100, 134, 139]
Металлургическое оборудование с v=5 м/с; рж = 1,03 кгс/см2 [30]
6 Для валов до 19 мм (без смазки) [70]
7 v=3 м/с 114]
Авиационные гнДро- 8 v=3—5 м/с
агрегаты н др. 9 v=5 м/с
10 Требуется зеркальная по- верхность вала. Желательна приработка [101]
Тракторы 8-10 Увеличение неровностей снижает трение, но увеличи- вает износ 175]
Экскаваторы 8 . о=8 м/с —
Также находит применение способ обработки поверхности
валов и штоков гидроагрегатов виброобкаткой или вибровыгла-
живанием роликом, шариком, алмазной головкой. К вращаю-
щейся в патроне станка детали прижимается вибрационная го-
ловка с роликом, которому сообщается осевая подача и вибрация.
Различное сочетание скоростей этих трех движений позволяет
получить на поверхности детали в пределах одного и того же
класса шероховатости различный рисунок следов обработки.
Может быть получена поверхность, соответствующая выбранной
кривой опорной поверхности. Теоретические основы этого способа
обработки изложены в работе [106].
Экспериментальные исследования резиновых герметизаторов
на штоках с виброобработанной поверхностью, проведенные при
возвратно-поступательном относительном движении, показали эф-
фективность этого способа [72, 107]. Так, утечка при 5-м классе
шероховатости поверхности штока, полученной виброобкаткой,
соответствовала утечке при 7-м классе после шлифования.
Манжетные устройства с автономной втулкой. Материал вала
выбирают из условия работоспособности конструкции всей гид-
78
Рис. 48. Манжетные устройства с автономной втулкой
равлнческой машины. Он может оказаться не наилучшим по со-
стоянию своей поверхности и твердости для работы манжетного ГУ.
Для исключения этого несоответствия, а также для снижения
жестких требований к обработке вала и упрощения ремонтных
работ применяют манжетные устройства чаще всего каркасного
типа, в конструкцию которых входит втулка, герметично уста-
навливаемая на вал. Таким образом, манжета работает не на
валу, а на поверхности автономной втулки [1391.
Манжетные устройства с автономной противоизносной втулкой
приведены на рис. 48.
Рекомендации по выбору твердости материала вала в зоне
расположения манжеты даны в работе [271.
Уменьшение трения наложением виброколебаний. Коэффи-
циент трения может быть уменьшен, если одному элементу пары
трения сообщить высокочастотные колебания [1141, причем он
может изменяться в широких пределах. При частоте колебаний
20 кГц было обнаружено уменьшение коэффициента трения метал-
лической пары в 4 раза [57]. В работе [152] указывалось на сни-
жение трения до жидкостного трения от величин, характерных
для сухого трения.
Снижение коэффициента трения зависит от отношения скорости
трения v к скорости колебательного движения о1Ибр. При нало-
жении колебаний в плоскости трения при п'Пщзр 1 трение
резко снижается, причем желательно, чтобы эти скорости совпа-
дали по направлению. Если же v/vIll6p 1, то лучшие резуль-
таты достигаются при наложении колебаний, перпендикулярных
к направлению скорости трения [152].
Некоторые французские исследователи предлагают для умень-
шения трения сообщать движущейся детали колебания, перпен-
дикулярные к поверхности трения. В этом случае наибольший
эффект наблюдается, если дополнительная периодическая нор-
мальная нагрузка близка по величине к основной нормальной
нагрузке [291. При работе узла трения из стальных деталей
с вынужденными колебаниями было обнаружено уменьшение
трения, но увеличение изнашивания. Это можно использовать
при проектировании контактного ГУ. В качестве примера на
рис. 49 приведена схема манжетного устройства с вибратором.
79
Рис. 49. Манжетное устройство
с вибратором (конструкция Г. А.
Голубева, Г. М. Кукина)
Частоту, амплитуду и направление виб-
роколебапий подбирают эксперимен-
тально *.
При использовании этого метода
снижения трения следует иметь в ви-
ду, что для некоторых материалов, в
частности для полимеров, резко изме-
няются характеристики деформации
при наличии переменных компонент
малой амплитуды. Так, в опытах П. И.
Алексеева 12] материал вел себя так,
как если бы в момент наложения виб-
рационной составляющей он был догру-
жен, после чего процесс ползучести про-
должался бы при более высоком уровне
деформации (эффект вибраций). В других опытах после наложения
вибраций дополнительно к действующей статической нагрузке
деформация резко возрастала, что было связано с изменением
свойств материала при повышении температуры вследствие тепло-
выделения при вибрациях [3].
Использование гидродинамических эффектов. Снижения силы
трения и количества генерируемой теплоты можно достигнуть не
только конструктивными мерами, описанными выше. Существует
большое число конструкций контактных ГУ, в которых реали-
зована идея принудительной организации жидкостной пленки
в зоне трения. Принцип использования гидродинамических эф-
фектов является частным случаем принципа минимизации теплоты
трения. При проектировании ГУ следует помнить о целесообраз-
ности создания промежуточной пленки в зоне трения и специально
сосредоточить внимание на возможности конструктивными ме-
рами реализовать гидродинамические эффекты хотя бы на неко-
торой части контактной зоны.
Контактные гидроманжетные устройства целесообразно раз-
делить на две группы:
1) пассивные, в которых в зоне контакта во время работы
образуется значительная по толщине жидкостная пленка вслед-
ствие особенностей конфигурации деталей, а не за счет силового
взаимодействия вращающейся детали с жидкостью;
2) активные, в которых в процессе работы жидкостная пленка
взаимодействует со специально выполненными контактными по-
верхностями манжеты или вала, в результате чего за счет энергии
вращающегося вала создается гидродинамический напор, дей-
ствующий преимущественно в радиальном или осевом направлении.
В соответствии с этим активные гидродинамические контакт-
ные манжеты подразделяют на радиальные — с преимуществен-
1 Авторское свидетельство СССР, № 407124. «Бюллетень изобретении», 1973,
№ 22.
80
a)
Рис. 50. Гндроконтактные
манжеты пассивного типа:
а -г- со скругленной кром-
кой; б — с расходящимися
при работе надрезами па
кромке, в — с конической
передней кромкой
ным радиальным напором, который разгружает кромку манжеты,
способствуя снижению износа, и осевые—: с преимущественным
осевым напором, препятствующим утечке.
Конструкция пассивных гидроманжет должна обеспечивать
свободный доступ жидкости в зону контакта для создания устой-
чивой жидкостной пленки.
Уплотняющая кромка манжеты может быть закругленной
(рис. 50,а). Рекомендуемое значение радиуса скругления кромки
0,2—0,1 мм.
В другой конструкции (рис. 50,6) кромка имеет наклонные
надрезы, которые при неподвижном вале сомкнуты и обеспечи-
вают герметичность в статике, а при вращении вала раскрываются,
допуская проникновение смазывающей жидкости в зону трения.
В некоторых манжетах рабочая кромка имеет W-образную
или иную форму, создающую устойчивую пленку смазки в зоне
контакта.
Примером радиальной активной гидроманжеты может служить
конструкция, представленная на рис. 51. Между герметизирую-
щими кромками манжеты на валу имеются треугольные лопатки.
При вращении вала между кромками создается повышенное
давление, которое разгружает манжету и препятствует утечке
жидкости [1151.
Для того чтобы промежуточная пленка имела переменную
толщину и на отдельных участках зоны контакта образовались
Г А. Голубев и др. 81
Рнс. 51. Радиальное активное гнд-
роконтактное манжетное устройство
гидродинамические клинья, рабочая
кромка манжеты может быть волни-
стой, контактирующей с валом с бо-
лее высоким натягом иа нескольких,
например на шестнадцати, участках
(рис. 52,а). Тот же эффект может
быть получен, если пружина создает
неравномерное по периметру манже-
ты радиальное усилие, например,
если внутри браслетной пружины
разместить жесткие стержни (рис.
52,6). Оптимальное число стержней
зависит от конкретных особенностей
манжетного узла, свойств материала и режима работы. Преиму-
щество этого способа уменьшения трения заключается в том, что
может быть увеличена долговечность стандартной манжеты без из-
менения конструкции. Необходима широкая экспериментальная
проверка предложенного способа.
Активные осевые гидродинамические манжеты широко распро-
странены за рубежом, например в автомобильной промышленно-
сти. Механизм их работы заключается в противодействии давле-
нию, вызывающему утечку, созданием осевого напора в про-
тивоположном направлении. Он аналогичен механизму работы
бесконтактного осевого гидродинамического герметизатора.
Величину напора Н, создаваемого винтовым насосом, можно
определить из уравнения
Я=^Ф(5,0),
(70)
где а — осевая протяженность щели — ширина зоны контакта;
с — величина зазора между вращающейся и неподвижной ча-
стями устройства; ф(«, 0) — функция формы и угла подъема
канавки.
В гидродинамическом манжетном устройстве появляется воз-
можность обеспечить минимальный зазор с. При высоких значе-
Рнс. 52. Манжеты с вол-
нообразной а поперечном
сеченнн кромкой (а) н с
переменным по перимет-
ру радиальным усилием
от пружины (б)
82
Рнс. 53. Манжета с аннтовой браслетной пружиной:
/ — корпус. 2 — манжета; 3 -- винтовая браслетная
пружина
подготовку рабочей поверхности губ-
1
ниях v и — характе-
ристики гидродинами-
ческой манжеты будут
большими, несмотря на
малую длину зоны кон-
такта а.
В настоящее время
манжетные узлы усовер-
шенствуют в трех нап-
равлениях: 1) изменяют
конструкцию губки ман-
жеты и пружины (рнс.
53); 2) подвергают спе-
циальной обработке по-
верхность вала; 3) осу-
ществляют специальную
ки манжеты.
Манжета (рис. 53) может длительно работать при невысокой
скорости вала и нормальной нагрузке. Осевой гидродинамиче-
ский напор в промежуточной пленке возникает вследствие рас-
пределения максимума контактного давления по винтовой линии
в соответствии с расположением пружины в винтообразной ка-
навке на губке манжеты х.
За рубежом имеется опыт эксплуатации манжет, имеющих
волнообразную в поперечном сечении рабочую кромку губки.
Зона контакта таких манжет с валом синусоидальной формы;
по сравнению с обычными манжетами ее длина увеличена на
2—5%, в то время как поверхность теплоотвода увеличивается
почти в 2 раза. По данным Тейлора, подобная манжета снижает
момент трения по сравнению с обычными и гидродинамическими
манжетами другого типа на 30—50%, а разница между темпера-
турами масла в картере и в месте контакта уменьшается на 25%,
что значительно увеличивает срок службы манжеты [147].
Частным случаем реализации этой идеи является так называе-
мая разновысотная манжета, у которой кромка неперпендику-
лярна к оси вала. Особенностью работы манжет с волнообразной
кромкой (рис. 54) является то, что по мере износа рабочих поверх-
ностей гидродинамический эффект не исчезает.
При нетяжелых режимах трения положительный эффект мо-
жет быть достигнут на обычных манжетах, если их установить
на валу под углом 2—5° к его поперечному сечению, однако это
приводит к дополнительной неравномерности натяга по периметру
зоны контакта.
Следует отметить, что манжеты с волнообразной кромкой
одинаково работоспособны при любом направлении вращения
1 Авторское свидетельство СССР, № 195811. «Бюллетень изобретений»,
1967, № 9.
6* 83
Рнс. 54. Манжеты с вол-
нообразной кромкой губ-
ки (а) н схема нх работы
(б):
/ — ?вал, 2 — губка; 3 —
частицы жидкости. 4 —
полоса контакта с валом:
5 — поверхность тепло*
отвода; 6 — герметизи-
руемая полость (стрел-
кой показано направле-
ние вращения вала)
вала. Условия смазывания улучшаются и износ губки манжеты
уменьшается также в том случае, если ширина полосы контакта
манжеты с валом переменна по окружности вала.
На поверхность вала наносят канавки-насечки, представляю-
щие собой короткий участок многозаходного винта. Форма кана-
вок и шаг винта могут быть различными, а направление канавок
должно согласовываться с направлением вращения вала (рис. 55).
Эффективность и срок службы манжет зависит от параметров
канавок, угла подъема, числа заходов, а также от величины
статического эксцентриситета. В качестве оптимальных для неко-
торых манжет Г. Г. Лавров рекомендует следующие параметры
канавок: глубина 0,05—0,15 мм, ширина 0,3—0,5 мм, угол развала
боковых граней канавки 90—120°, угол подъема винтовой линии
3—4°, число заходов винтовых канавок до 4 (54].
Манжета, установленная на валу с канавками, обеспечивает
герметичность и в статике.
Вейнанд рекомендует следующие оптимальные значения пара-
метров винтовой нарезки на валу под кромкой манжеты: угол
наклона 45°, ширина канавки 0,3 мм, глубина 0,0075 мм, число
канавок 3.
На рабочие кромки губки манжет наносят определенный
рисунок в виде выступов или впадин, способствующих возникно-
вению гидродинамического напора в промежуточной пленке.
На рис. 56 показана манжета со спиральной канавкой на
кромке, обращенной в сторону окружающей среды. Для более
84
Рнс. 55. Гидродинамическое
манжетное устройство с винто-
вой насечкой на валу:
I — манжета: 2 — арматура; 3 —
пружина; 4 — вал; 5 —насечка
Рнс. 56. Манжета со спи-
ральной канавкой на ра-
бочей кромке
надежной герметизации в неподвижном положении на губке
манжеты делают замкнутую статическую кромку.
Для реверсивных валов можно применять манжеты, на кром-
ках которых выполнены ребра (выступы) разного направления.
При любом направлении вращения жидкость засасывается на
одной половине манжеты и выкачивается на другой (рис. 57).
Ребра можно выполнять на основной рабочей кромке губки и на
кромке, обращенной к герметизируемой жидкости.
Представляют интерес конструкции манжет с усовершенст-
вованными кромками, представленные на рис. 58. В манжетах
с двумя синусоидальными ребрами, сдвинутыми по фазе на угол
180° (т. е. пересекающимися), масло, попадающее на ребра в ре-
зультате утечки, возвращает-
ся ими обратно, в то время
как попадающие под манже-
ту из атмосферы пыль, ча-
стицы влаги и т. п. отбрасы-
ваются наружу. Подсос извне
практически отсутствует.
Рекомендуются следую-
щие оптимальные параметры
синусоидальных ребер: ам-
плитуда 1—1,25 мм, ширина
0,076—0,15 мм, высота
0,025—0,15 мм, причем высо-
Рнс. 57. Манжеты для реверсивных ва-
лов с ребрами разного направления на
кромке:
а — ребра пересекаются: б — ребра
замкнуты: / — губка, 2 — пружиня.
3 — ребра
85
Рнс. 58. Манжеты с у совершен*
ствованнымм кромками:
а — с винтообразными ребрами,
б — с синусоидальными ребра*
мн; в — с фасонными пыступамн
п впадинами
та ребра при подходе к кромке должна уменьшаться до 0, расстоя-
ние между синусоидами 0,025—0,63 мм, число ребер — более 2.
Гидродинамический расчет оптимальной конфигурации винто-
образных ребер для манжеты со статической кромкой на основе
решения управления Рейнольдса выполнен Андерссоном [113].
Анализ теоретических зависимостей показал, что для неревер-
сивного вала оптимальному случаю соответствует следующая
геометрия манжеты: размер ребра в осевом направлении 0,4—
0,5 мм, ширина статической кромки 0,1 мм, ширина ребра в сече-
нии, перпендикулярном к оси, 0,8 мм, угол наклона ребра от
направления оси 15—30°.
Однако необходимо сделать общее замечание по выбору пара-
метров рельефных образований на кромках манжеты.
При легких условиях работы форма выступов или канавок
и их размеры имеют меньшее значение, чем при тяжелых условиях
трения (у 20 м/с, рж 2кгс/см2), п можно заметно увеличить
долговечность, применяя гидроманжеты с различным рисунком
на кромках. В этом случае рекомендации по оптимальной геоме-
трии рисунка могут быть взяты из указанной литературы.
При тяжелых условиях работы, как показали исследования,
гораздо большее влияние на работоспособность манжет оказывают
условия охлаждения, чем гидродинамические явления в проме-
жуточной пленке.
Принцип максимизации отвода теплоты от зоны контакта.
Задача конструктора заключается в том, чтобы наряду с осуще-
ствлением мероприятий по уменьшению тепловыделения при тре-
нии контактного герметизатора обеспечить максимальный отвод
теплоты от зоны контакта для того, чтобы исключить повышение
температуры в трущихся деталях сверх значения, равного 0д =
= £01>р для менее теплостойкого материала.
Принцип максимизации теплоотвода проиллюстрируем не-
сколькими примерами.
Увеличение теплоотдающей поверхности деталей. Наглядный
пример реализации этого способа — лепестковая криогенная
ловушка для высоковакуумных агрегатов. На рис. 59 показана
манжета с удлиненной губкой, имеющей ребра для охлаждения.
Примеиеиие материалов с высокой теплопроводностью. Типич-
ной является конструкция манжетного устройства, разработан-
ная Е. Р. Макаровым. Манжету устанавливают на износостойкую
контактную втулку, которая примыкает к теплоотводящей реб-
ристой втулке из теплопроводного материала, омываемой рабочей
жидкостью (рис. 60).
На рабочую поверхность вала может быть нанесен слой мате-
риала с высокой теплопроводностью, например золота или сере-
бра, толщиной не менее 0,0076 мм при ширине кольцевой’полосы
6,5 мм. Такое покрытие следует применять при о 2г 15 м/с.^
Охлаждение трущихся деталей рабочей средой или циркуля-
цией вспомогательной жидкости или газа через полости деталей
87
Рис. 59. Манжета с охлаж-
дающими ребрами
водного материала
и агрегата. На рис. 61, а приведено герметизирующее устройство
с охлаждением зоны трения за счет циркуляции жидкости под
действием перепада давления, создаваемого импеллером.
По аналогии с двусторонним торцовым устройством может
быть осуществлено охлаждение сдвоенного манжетного устройства
протоком жидкости через полость между манжетами.
Возможны и другие варианты охлаждения жидкостью. Авто-
рами проведен следующий опыт. На ступенчатом валу были уста-
новлены манжеты губками навстречу друг другу. Диаметры вала
под манжетами составляли 30 и 36 мм, а скорости скольжения
соответственно 48 и 56 м/с. Через полость между манжетами
пропускали воду (0,3 л/с) при давлении рж до 5 кгс/см2. Как
и следовало ожидать, манжеты большего размера вышли из строя
раньше. Затем на валу со стороны бурта выполнили кольцевую
проточку, открытую со стороны жидкости («карман»). При даль-
нейших испытаниях манжеты с меньшим диаметром разрушались
раньше. Тот же эффект наблюдался и при испытаниях манжет
в сдвоенном варианте.
На рис. 61,6 показан узел машины с манжетой, установленной
на валу с «карманом», которая обеспечивает высокую работо-
способность благодаря интенсификации охлаждения зоны трения.
Рис. 61. Узел с охлажде-
нием манжеты:
а — с импеллером для
прокачки жидкости: б —
с камерой (с «карманом»)
под манжетой
88
Движение металлических частей относительно жидкости в «кар-
мане» происходит с очень высокой скоростью, что приводит к воз-
никновению режима развитой турбулентности с интенсивным
образованием вихрей Тейлора. Обмену жидкости в полости спо-
собствует конусность наружной стенки. Могут быть приняты
конструктивные меры для принудительного осевого движения
жидкости в полость «кармана» и обратно, например размещение
в полости тонкостенной цилиндрической направляющей оболочки,
связанной с неподвижным корпусом.
Эта конструкция рекомендуется для применения при тяжелых
режимах трения.
Охлаждение герметизирующего устройства тепловыми труб-
ками {91]. Тепловую трубку можно размещать в корпусе машины
и внутри вращающегося полого вала. Например, герметизатор
может быть связан с камерой, содержащей определенное коли-
чество теплопередающей низкокипящей жидкости, а другой конец
тепловой трубки выведен в полость с герметизируемой средой
или в полости с вспомогательной охлаждающей жидкостью1.
Заполнение специальных полостей в трущихся деталях тепло-
поглощающей массой. В качестве массы можно использовать,
например, смесь, включающую основные гидроокиси калия,
натрия, лития, а также некоторые другие вещества, имеющие
низкую температуру фазовых превращений, плавления, рекри-
сталлизации и др. и обладающие большой скрытой теплотой
при переходе из одного агрегатного состояния в другое. Воз-
можна также передача тепла теплопроводностью в смежные
детали, имеющие увеличенную массу. Целесообразно в одном
герметизирующем устройстве использовать одновременно не-
сколько способов охлаждения контактной зоны.
§ 7. ГЕРМЕТИЗИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА МАНЖЕТНОГО ТИПА
ДЛЯ СПЕЦИАЛЬНЫХ УСЛОВИЙ РАБОТЫ
Под специальными условиями работы понимается такое сочетание
характеристик герметизирующего устройства, при котором за-
метно выделяется влияние одной или нескольких характеристик,
обусловливающих в основном работоспособность данного устрой-
ства (в частности, манжеты). Ниже приводится описание ряда
новых, малоизвестных или перспективных конструктивных разра-
боток. Как правило, сведения об условиях их эксплуатации, раз-
мерах и области применения отсутствуют. Тем не менее, для кон-
структора представит определенный интерес знакомство*с теми
идеями, которые положены в основу герметизирующих устройств
специального назначения, относящихся или близких к манжет-
ному типу ГУ.
1 Авторское свидетельство СССР, № 395649. «Бюллетень изобретений», 1973,
Хе 16.
89
Рнс.'62. Манжета на коническом
валу
Рис. 63. Манжеты, работающие на
острой кромке вала (ФРГ)
Манжеты, к которым предъявляются повышенные требования
по герметичности и надежности. Наиболее простой и доступный
способ повышения герметичности манжетного устройства заклю-
чается в изменении конструкции участка вала под обычной стан-
дартной манжетой. Имеется в виду не только оптимальная обра-
ботка поверхности вала, о чем говорилось выше (§ 6), но и изме-
нение конфигурации вала.
В конструкции, изображенной на рис. 62, повышение герме-
тичности достигается установкой манжеты не на цилиндрическую,
а на коническую поверхность вала. Центробежные силы препят-
ствуют возникновению утечки (см. сноску на стр. 59).
В ФРГ было предложено устанавливать манжету не на гладкий
вал, а на вал, имеющий одну или несколько острых концентри-
ческих выступов — ребер, кромок под зоной контакта манжеты
(рис. 63). Герметичность повышается благодаря тому, что на не-
большом участке зоны контакта, а также и на эпюре контактного
давления резко увеличивается радиальная нагрузка (пик).
Практически полная герметичность была получена при реали-
зации этой идеи в манжетном устройстве, герметизирующем узел
шарикоподшипника, работающего на консистентной смазке
ЦИАТИМ-205. При рабочей температуре +50° С смазка плавилась.
Было проверено более двадцати различных вариантов манжет,
отличающихся по марке резины, контактному давлению, форме
губки и т. д. Во всех случаях наблюдалась значительная потеря
смазки. Утечки не было после того, как манжету установили
конической поверхностью на ребро, образованное одним бурти-
ком на валу. Ребро при работе врезалось в манжету и разрушало
в этом месте пленку смазки. На манжете оставался характерный
угловой след износа. В этом примере главным критерием работо-
способности манжеты считалась степень герметизации.
При необходимости исключить утечку через манжету в слу-
чае уменьшения давления в герметизируемой полости, когда губка
манжеты может приподняться и отойти от вала, рекомендуется
90
Рис. 64. Герметизирующее устрой*
ство с основной н резервной манже-
тами:
I — вал; 2 — основная нанжета.
3 — резервная манжета; 4 — кор-
пус машины; 5 — винт; 6 — под-
вижный корпус. 7 — втулка
Рнс. 65. Автоматизированный узел с резервной
манжетой
манжету размещать в подпружиненном стакане, герметизирован-
ном относительно корпуса. При снижении давления стакан с ман-
жетой перемещается в корпусе и манжета с цилиндрического
участка вала переходит на конический. Роль пружины может
выполнять упругий резиновый фланец самой манжеты, имеющий
коническую форму. В последнем случае конструкция упрощается.
В гидравлических машинах, когда разборка узла для замены
вышедшей из строя манжеты по характеру эксплуатации невоз-
можна или нежелательна, размещают вторую — резервную —
манжету.
На рис. 64 показано герметизирующее устройство, разработан-
ное в ФРГ. При выходе из строя манжеты 2 освобождают винт 5
н втулку 6 устанавливают между корпусом 4 машины и корпусом 7
манжет. При этом вал 1 входит в зацепление с резервной манже-
той 3. Операция замены манжеты предельно проста, но тем не ме-
нее требует вмешательства человека.
Полностью автоматизированный узел с резервной манжетой
изображен на рис. 65. Включающее устройство с опорным коль-
цом, имеющйм конический выступ, связано с подпружиненным
гидравлическим поршнем. При появлении утечки через основную
манжету жидкость попадает на колесо с лопатками, нагнетающее
ее в полость поршня, который перемещается и освобождает ре-
зервную манжету. Поршень может находиться между основной и
резервной манжетами и входить в зацепление с основной или ре-
зервной манжетой в зависимости от его положения. Привод опор-
ного кольца для включения резервной манжеты может быть осу-
ществлен с помощью соленоида, в цепи питания которого уста-
новлен датчик сигнализатора утечки через основную манжету.
Манжеты, работающие при тяжелых условиях трения. В этом
разделе приводятся некоторые рекомендации по конструированию
манжетных герметизирующих устройств, имеющих более одной
91
зоны контакта с валом. Двухгубчатые, сдвоенные или многокон-
тактные манжетные устройства более работоспособны при тяжелых
условиях трения, чем одноконтактные. Устройства, специально
предназначенные для работы при высоком значении какого-либо
одного параметра (скорости скольжения, давления среды и др.),
рассматриваются отдельно. О манжетах с двумя кромками гово-
рилось выше.
Многокромочные манжетные устройства с числом зон контакта
более двух чаще всего представляют собой комбинацию обычных
однокромочных манжет. Между манжетами, обращенными к гер-
метизируемой полости, образуются замкнутые камеры. Для регу-
лирования перепада давления на каждой манжете эти камеры мо-
гут иметь перепускные клапаны, например, в виде подпружинен-
ных колец. Если манжеты обращены к атмосферной стороне
узла, то давление рж приподнимает губку манжеты, и жидкость
попадает в первую камеру. Давление в каждой последующей ка-
мере постепенно снижается до атмосферного (за последней манже-
той).
Наиболее распространены сдвоенные манжетные герметиза-
торы. Сдвоенные манжеты вращающихся валов применяют для
работы в тяжелых условиях (по нагрузке и скорости скольжения),
при которых одинарные манжеты оказываются неработоспособ-
ными. Например, резиновые манжеты (ГОСТ 8752—61) удовлетво-
рительно работают при окружной скорости не более 10 м/с и дав-
лении до 0,5 кгс/см2. Однако в ряде случаев необходимо обес-
печить герметичность гидравлического агрегата при давлении
жидкости 3—5 кгс/см2 в местах выхода валов, имеющих окруж-
ную скорость до 30—40 м/с и более.
Опыт эксплуатации сдЬоенных манжетных устройств показы-
вает, что характерным дефектом является выход из строя второй
манжеты, когда наблюдается значительный износ ее рабочей
поверхности (подгар, трещины).
Для исследования трения сдвоенного манжетного устройства
при различных значениях определяющих параметров могут быть
использованы устройства, описанные в работе [21].
Для расчета значений коэффициента Трения сдвоенных манжет
необходимо знать распределение нагрузки между первой (к жид-
кости) и второй манжетами в процессе работы. Для этого было
разработано и изготовлено приспособление, позволяющее непо-
средственно измерять температуру и давление в полости между
манжетами.
Приспособление закрепляют на одной из указанных выше
установок. Оно представляет собой приставку, на которой'монти-
руют три термопары для измерения температуры в межманжет-
ной полости на расстоянии 1;5 и 9 мм от поверхности вала через
90° по окружности. Все термопары выводят на потенциометр
ЭПП-09. Одновременно измеряют температуру жидкости (воды)
в рабочей полости установки.
92
сдвоенными манжетами в процессе ра-
боты при различном давлении среды:
• — эксперимент; 1,3, 3, 4 — расчет
по приближенной формуле
Рнс. 67. Зависимость максимального
давления рм от давления жидкости
Давление воды перед манжетами рж измеряют манометром,
а давление в полости между манжетами рм — датчиком давления
с выводом на осциллограф. Полость датчика и полость отверстия
в приставке от штуцера до исследуемых манжет полностью запол-
няется водой.
На приспособлении выполнен ряд экспериментов, результаты
которых описаны ниже.
Зависимость давления рм и температуры Фм в полости между
сдвоенными манжетами от давления герметизируемой среды и
расстояния Ьы между манжетами. Эксперименты проводились
при окружной скорости 30 м/с в зоне трения. Диаметр вала 58 мм;
расход воды через установку около 200 см8/с. Температура воды
10—25° С. Полость между манжетами заполнялась консистент-
ной смазкой. Эта же смазка наносилась на контактные поверх-
ности вала и манжет при сборке узла.
Прочие условия (натяг, динамическое биение, статический экс-
центриситет корпуса, усилие пружины и др.) были одинаковыми.
Расстояние между манжетами 2 мм. Продолжительность каждого
испытания 6 мин.
Испытания проводили прн давлении среды рж = 2, 4, 6, 8
и 10 кгс/см*. Утечки через манжеты не наблюдалось. Состоя-
ние контактных поверхностей манжет было удовлетворитель-
ным.
В начале испытаний давление между манжетами рм прн т я»
120 с достигало величины, близкой к давлению герметизируе-
мой жидкости. На рис. 66 показано изменение давления рм в про-
93
Рис 68. Изменение температуры между сдаоен-
нымн манжетами на расстоянии I мм от вала
при Рж = 8 кгс/см1 (/, 2, 3, 4 — отдельные
испытания)
Рис. 69. Зависимость температуры меж-
ду сдвоенными манжетами от расстоя-
ния до вала при рж:
I — 4 кгс/см1; 2—10 кгс/см1; 3 — 8
кгс/см1; 4 — 6 кгс/см1; 5 — 2 кгс/сн1
цессе работы. Там же построены кривые, соответствующие эмпи-
рической формуле
Рж Т
Рм = бДббт . 2,33
На рис. 67 представлена обобщенная зависимость максималь-
ного давления между манжетами от давления жидкости. Линей-
ная зависимость рм от рж характерна не только для максималь-
ного давления .рк, т. е. при т > 120 с, но и для любого момента
времени.
Изменение температуры между манжетами на расстоянии 1 мм
от вала при рж = 8 кгс/см2 показано на рис. 68. Температура
быстро достигает максимального значения. При других значениях
рж характер кривой не изменяется. При давлении жидкости рж
= 4-4-10 кгс/см2 температура на расстоянии 1 мм от вала достигла
= 150ч-170о С.
Уменьшение максимального значения температуры смазки
в полости между манжетами по мере удаления от вала представ-
лено на рис. 69. На расстоянии 9 мм от вала температура дости-
гает = 30-4-60° С.
Параметры р„ и рмтах изменяются в процессе работы при дав-
лении рж = 6 кгс/см2 в зависимости от расстояния Ь„ между ман-
жетами (рис. 70 и 71), которое при различных опытах изменяли
установкой дополнительных шайб от 2 до 8 мм.
Приведенные зависимости позволяют сделать вывод, что ра-
диальная нагрузка от давления жидкости в процессе работы
распределяется между первой и второй манжетами неравномерно.
В течение первых приблизительно 120 с работы перепад давления
на первой манжете резко падает, а на второй резко возрастает,
94
Рнс. 70» Изменение давления между сдво-
енными манжетами при различном рас-
стоянии между ними:
/, 2 — 2 мм (/ — по формуле); 3 — 4 мм;
4 — 6,5 мн;5 - 8 мм
Рис. 71. Зависимость максимального
давления между манжетами в процессе
работы от расстояния между ними
приближаясь к значению полного перепада давления на сдвоен-
ном манжетном устройстве. Большую часть полного времени ра-
боты основная нагрузка воспринимается второй манжетой.
Условия работы второй манжеты значительно тяжелее, чем
первой, не только вследствие теплоотвода из зоны трения и усло-
вий смазывания [7 ], но прежде всего вследствие увеличенной
радиальной нагрузки. Этим объясняется увеличенный износ и
подгар рабочей поверхности второй манжеты.
«Контрольные эксперименты (рж = 6 кгс/см2, вторая манжета
имела четыре сквозных отверстия диаметром 0,5 мм) показали
иной механизм работы манжетного устройства; давление рм
не превышало 0,2 кгс/см2, наблюдался сильный износ первой
манжеты; поверхность второй манжеты была в хорошем состоянии.
Можно предположить, что при повышении температуры вслед-
ствие выделяющегося при трении тепла происходит расширение,
испарение и термическое разложение смазки в полости между
сдвоенными манжетами (главным образом в зоне контакта), это
приводит к возрастанию давления в полости и перераспределению
нагрузки между манжетами.
При увеличении (от опыта к опыту) расстояния между манже-
тами от 2 до 6 мм параметры ря иОн в полости между манжетами
достигали меньших значений. Так при рж = 6 кгс/см2 и &„ =
= 2 мм давление рм составляло около 5,6 кгс/см2, температура
0м = 135ч-165° С, а при Ь„ = 4 мм ри = 2,9 кгс/см2, 0м =
= 60ч-70° С.
Таким образом, при увеличении расстояния между манжетами
взаимное влияние первой н второй манжет уменьшается. Для
облегчения условий работы второй манжеты и увеличения общего
95
жетного устройства от количества смазки G между
манжетами
ресурса работы сдвоенно-
го манжетного устройства
для манжет каждого типа
существует некоторое оп-
тимальное значение рас-
стояния между манжетами
b„ 121].
Аналогичные результа-
ты были получены при ис-
пытаниях других манжет
(диаметр вала 80 мм). Ис-
следовали зависимость па-
раметров в полости меж-
ду сдвоенными манжетами
от количества заложенной
в эту полость консистент-
ной смазки ЦИАТИМ-221.
Испытания проводили при
давлении жидкости рж = 3 кгс/см2 и скорости о = 50 м/с.
Результаты испытаний приведены на рис. 72. Точки, как и при
других экспериментах, соответствуют средним значениям по 3—
12 испытаниям.
При полном заполнении камеры смазкой (16 г) износ и ширина
зоны контакта с валом второй манжеты (о^) значительно выше,
чем у первой манжеты. Давление рм между манжетами достигает
значения, близкого к давлению в герметизируемой полости,
а температура превышает 150° С.
При испытаниях без заполнения полости между манжетами
смазкой температура между манжетами значительно ниже,
а давление рм составляет всего 0,2 кгс/см2.
При заполнении полости смазкой (12—14 г) износ первой и
второй манжет примерно одинаков, а зона контакта ал2.
Перепад давления на первой и второй манжетах выравни-
вается.
Таким образом, существует оптимальное количество смазки
для заполнения полости между сдвоенными манжетами, при ко-
тором достигается равномерность изнашивания первой и второй
манжет и повышается работоспособность комплекта манжет.
В описанных экспериментах оптимальное количество смазки со-
ставляло около 80% свободного объема полости между сдвоенными
манжетами.
На основании полученных результатов можно рекомендовать
приведенные ниже способы повышения работоспособности сдвоен-
ных манжетных устройств.
1. Сдвоенное манжетное устройство размещать в корпусе
машины с оптимальным расстоянием между манжетами. Для бы-
стровращающихся валов диаметром 25—80 мм при давлении
жидкости 1—5 кгс/см2 и различных условий применения это
96
расстояние составляет, по опытным данным, 2,5—5 мм (меньшее
значение соотвётствует меньшему диаметру вала).
2. Полости между сдвоенными манжетами заполнять оптималь-
ным количеством смазки, которое составляет 40—70% объема
полости между манжетами. Приведенные рекомендации относятся
к смазкам типа ЦИАТИМ-221.
Оптимальное расстояние и количество смазки определяются
всем комплексом параметров, влияющих на работу манжетного
устройства.
3. Применять конструкцию сдвоенного манжетного устрой-
ства с дренажным клапаном (один из вариантов приведен на
рис. 73), отрегулированным на давление открытия, соответствую-
щего условию
I
— 2 Р*’
т. е. перепады давления на первой и второй манжетах примерно
равны.
Манжеты и дренажно-клапанное устройство могут быть заклю-
чены в общий каркас. Достоинством конструкции является по-
вышение работоспособности без доработки корпуса машины.
В конструкции, приведенной на рис. 73, в, тарельчатую пру-
жину перепускного клапана подбирают таким образом, чтобы
канал, соединяющий герметизируемую полость с полостью между
манжетами, перекрывался при определенном давлении. В резуль-
тате уменьшается перепад давления на первой манжете, что повы-
шает долговечность устройства.
Манжеты для работы при повышенном давлении герметизи-
руемой жидкости. Правильно сконструированные и собранные
в комплект многоманжетные герметизирующие устройства
успешно работают при давлении жидкости 0,5—5 кгс/сма и бо-
лее. Однако можно рекомендовать способы увеличения работо-
способности при повышенном давлении жидкости для одиокро-
мочных манжет (пылезащитная кромка обычно нагружена слабо
и здесь ие принимается во внимание).
1. Усиление губки манжеты. С этой целью губку выполняют
утолщенной. Для придания большей жесткости конструкции на
Рнс. 73. Манжеты с дренажным клапаном:
а н б — конструкции Голубева—Кукина; а—конструкция с тарельчатой пружиной
7 Г. А. Голубев и др. 97
Рнс. 74. Манжеты для работы прн повышенном давлении жидкости:
а — усиленной конструкции; б — 'с укороченной губкой; в — с предохранительным коль-
цом; г — с плоскокоинческой шайбой; д — с опорным кольцом специальной формы
ножке манжеты делают ребра жесткости, внутренний диаметр Ra
арматуры 'предельно уменьшают, чтобы сократить зазор между
арматурой и валом (рис. 74, а).
2. Уменьшение осевого размера 1р части манжеты, восприни-
мающей давление жидкости. Такие конструкции фактически
не имеют ножки; губку с пружиной прикрепляют непосредственно
к фланцу. В подобной манжете (рис. 74, б), разработанной фирмой
С. Frendenberg, ФРГ, момент трения в 2 раза меньше, чем у ман-
жеты обычной конструкции. Губка, несмотря иа ее малую длину,
достаточно эластична, благодаря чему манжета хорошо работает
при биении вала [131].
3. Применение опорных колец. Этот способ более перспекти-
вен, чем уменьшение осевого размера губки.
На рис. 74, в представлена манжета с предохранительным
жестким кольцом. При невысоком давлении рж манжета не ка-
сается кольца. Поскольку размер /р значителен, губка хорошо
воспринимает радиальные перемещения вала. При возрастании
давления рж губка опирается иа кольцо, что препятствует даль-
нейшему увеличению контактного давления и зоны контактиро-
вания а.
Наиболее распростраиеиа конструкция с плоскокоиическим
опорным кольцом (рис. 74, г). На конической части кольца делают
кольцевую канавку. При повышении давления в герметизируемой
полости ножка манжеты опирается сначала на коническую часть
кольца, а при большем давлении — еще и на поверхность ка-
навки. Ножка манжеты прогибается, разгружая зону трения.
Перечисленные способы повышения работоспособности при
значительном давлении жидкости основаны на уменьшении на-
грузки, передаваемой манжетой на зону контакта.
4. Создание гидравлически разгруженных манжет. По ана-
логии с разгруженными торцовыми ГУ, сжимающее усилие в кото-
рых не зависит от давления жидкости, можно создать гидравли-
чески разгруженные манжетные устройства. Одна из таких кон-
струкций представлена иа рис. 75. Резиновое кольцо установлено
на губке манжеты таким образом, что давление жидкости пере-
дается на небольшую часть губки, расположенную над зоной кон-
такта. Таким образом, размер 1р практически отсутствует, а зна-
98
Рнс. 75. Гидравлически разгруженное манжет-
ное устройство
Рнс. 76. Манжета упрощенной кон-
струкции (а) н манжета-шайба нз
ПТФЭ (б):
/ — до монтажа иа пал: 2 — в рабочем
положении
чит отсутствует и наибольшая (при повышенном давлении рж)
часть контактного давления <7даРл. Для создания гарантирован-
ной радиальной нагрузки используют обычную браслетную пру-
жину.
Манжетные устройства упрощенной (удешевленной) конструк-
ции. При массовом производстве манжетных устройств для раз-
личных отраслей промышленности важным фактором, определяю-
щим их выбор, является простота конструкции и стоимость.
Ниже приведены три направления конструкторских поисков.
1. Создание упрощенных конструкций манжетного типа.
Одно из возможных решений показано на рис. 76, а. При монтаже
на вал кромка сильно растягивается, приобретая форму губки
обычной манжеты. Пружину не применяют. Для изготовления
манжеты не требуется сложной пресс-формы.
Плоская шайба из политетрафторэтилена (ПТФЭ), заклю-
ченная в металлический каркас, деформируется при установке
иа вал с натягом и приобретает форму, подобную манжете
(рис. 76, б). Элемент из ПТФЭ изготовляют штамповкой из листа,
что значительно удешевляет конструкцию. Для такой манжеты-
шайбы рекомендуется соотношение са = 1,13 0.
2. Создание манжетно-торцового герметизирующего устрой-
ства. Манжету из ПТФЭ устанавливают неподвижно относительно
вала (рис. 77). Трение осущес
детали корпуса. Осевое и ра-
диальное прижатие создается
браслетной пружиной.
Резиновые манжетно-торцо-
вые устройства показаны на
рис. 78. Они удовлетворительно
работают даже при значитель-
ном биении или перекосе вала.
Для уменьшения трения созда-
нием гидродинамических клинь-
ев и устойчивой пленки жидко-
7»
1ляется по торцу неподвижной
Рис. 77. Манжетно-торцовое герметивирую-
щее устройство из ПТФЭ с браслетной пру-
жиной
99
a
Рис. 78. Маижетно-тор.
цовые герметизирующи е
устройства из резины
или пластмассы
сти на губках можно выполнить канавку по типу контактных
гидроманжет, рассмотренных выше. Стоимость таких манжет
невысокая.
kw 3. Замена дорогого материала более дешевым. Б. М. Гореликом
и В. С. Юровским предложена комбинированная манжета, губка
которой выполнена из теплостойкой относительно дорогой ре-
зины на основе фторкаучука, а остальная часть — из обычной
нитрильной резины. Долговечность такой манжеты оказалась
средней по сравнению с долговечностью манжет, изготовленных
целиком из нитрильной резины или фторкаучука [111].
Комбинированные манжеты из двух полимерных материалов,
обладающих различными свойствами (например, по износостой-
кости, теплостойкости, модулю упругости), известны по отече-
ственным и зарубежным разработкам [140].
Герметизирующие устройства для работы в вакууме. Особен-
ности работы манжет, герметизирующих полость машины с избы-
точным давлением среды, ио контактирующих с разреженным
пространством с противоположной стороны (в дренажной полости),
заключаются в следующем:
1) перепад давления на манжете выше на величину разрежения
в дренажной полости;
2) при высоком ваккуме возможно изменение состава, струк-
туры и свойств полимера;
3) в связи с дегазацией поверхностей, испарением жидких и
консистентных смазок, разрушением поверхностных пленок
ухудшаются условия трения;
4) при давлении 1 • 10"® тор и ниже практически отсутствует
передача теплоты конвекцией, что может привести к перегреву
зоны трения.
100
Величина разрежения в дренажной полости машины за ман-
жетой зависит от величины вакуума в окружающем пространстве
(камере), степени загрязненности поверхностей, конструкции дре-
нажных каналов, соединяющих манжету с окружающей средой,
и от экспозиции в вакууме. Рекомендации по выбору материала
для манжеты, работающей в вакууме, приведены в работе (27].
Сравнительные испытания манжет с вакуумом и без вакуума
при сохранении перепада давления на манжете и прочих равных
условиях показали, что при остаточном давлении порядка 1 • 10 1
тор и герметизации жидкой среды, т. е. при достаточно интенсив-
ном охлаждении зоны трения жидкостью, работоспособность ман-
жет не ухудшилась по сравнению с испытаниями при атмосфер-
ном давлении за манжетой. Этот вывод справедлив как для одно-
кромочных, так и для сдвоенных манжет.
Если охлаждение узла трения недостаточное, например в слу-
чае герметизации полости с газообразной средой или с небольшим
количеством консистентной смазки, то в опытах с вакуумом
Ы0’1 тор температура в зоне трения оказывается на 20—40° С
выше, чем в опытах без вакуума [28].
При длительном воздействии высокого вакуума и сверхвысо-
кого вакуума происходит деградация полимера, и манжета ста-
новится неработоспособной.
Остановимся на двух аспектах этой проблемы. Первый заклю-
чается в том, чтобы воспрепятствовать воздействию высокого
вакуума на манжету; второй — чтобы исключить влияние ман-
жетного узла на величину вакуума в камере, например, при на-
личии утечки через манжету. Влияние вакуума на манжету можно
исключить конструктивными мерами.
На рис. 79 приведено герметизирующее устройство для работы
в вакууме, снабженное камерой с газогеиным веществом, напри-
мер смазкой. Подпружиненное поршневое устройство в зависи-
мости от управляющего давления, подаваемого в поршневую ка-
меру, может по-разному перекрывать отверстия камеры с газоген-
ным веществом. Этим достигается регулирование подачи газа
в дренажную полость за манжетой, связанную с разреженным

Ряс. 79. Манжетное уст-
ройство для работы я
вакууме (конструкция
Голубева — Куайна)
101
пространством. До тех пор, пока не улетучится все вещество, дав-
ление в дренажной полости будет равно давлению насыщенных
паров газогенного вещества при данной температуре.
Другой способ заключается в уменьшении до допустимых
пределов диаметра проходного сечения дренажного трубопровода
за манжетой. Пропускная способность трубопровода прямо про-
порциональна кубу диаметра проходного канала и обратно про-
порциональна его длине.
При наличии утечки жидкости давление за манжетой опреде-
ляется массой утечки, объемом дренажной системы, физическими
свойствами жидкости и величиной вакуума, поддерживаемого
на среде дренажного трубопровода.
Целиком решает задачу установка на дренажном канале кла-
панно-предохранительного устройства, которое полностью пе-
рекрывает канал, сохраняя за манжетой атмосферное давление.
При повышении давления выше атмосферного, если наблюдается
утечка жидкости, устройство открывается, и жидкость отводится
по дренажному каналу. Вредное воздействие вакуума на манжету
исключается.
Для того чтобы не было выхода газа из манжетного узла в ва-
куумную камеру, необходимо использовать манжеты повышенной
герметичности. Вместе с тем, целесообразно в полости за манжетой
разместить специальное устройство, заполненное веществом,
адсорбирующим вещество утечки и вступающим с ним в химиче-
скую реакцию. Необходимо подобрать такое вещество, чтобы ни
оно само, ни продукты его реакции с веществом утечки не были
соединениями, легко летучими в вакууме.
§ 8. ВЛИЯНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ
НА РАБОТУ МАНЖЕТЫ
Специальные исследования влияния технологии изготовления
на надежность манжет [10, 12,’ 131 показали, что стабильность
производства (точное соблюдение технологических операций на
всех этапах изготовления герметизатора) и учет при проектиро-
вании машины технологических факторов гарантируют успешную
работу манжетного герметизатора, при этом важное значение
имеет контроль качества каждой технологической операции.
На эксплуатационные свойства герметизирующего устройства
влияют факторы, определяющие состояние манжеты, попадающей
на сборку, качество изготовления сопрягающихся с манжетой
деталей узла и качество сборки машины.
Технологические факторы, связанные с изготовлением манжеты.
Подготовка сырой резиновой смеси. Рези-
новая смесь представляет собой результат перемешивания до по-
лучения однородной массы полимера с ингредиентами, необходи-
мыми для получения готового изделия. Следует разумным выбором
и сочетанием добавок подобрать такую рецептуру, которая позво-
102
лит В условиях высокой температуры и давления превратить сь1-
рую смесь в материал, пригодный для работы в условиях, харак-
терных для манжеты данной гидравлической машины.
Синтетические каучуки требуют усиления, например, угле-
родной сажей, для улучшения механических свойств. Эластич-
ность и сопротивление низкотемпературному отверждению улуч-
шают добавкой пластификаторов. Чтобы воспрепятствовать рас-
трескиванию при повышенной температуре, увеличить стойкость
против атмосферного и озонного старения, вводят антиоксиданты.
Для эффективной вулканизации необходимо вводить вулканизи-
рующие агенты и специальные активаторы. Скорости реакции
увеличиваются при добавке некоторых органических веществ.
Для улучшения антифрикционных свойств в состав резины иногда
вводят углеродные волокна, сухие смазки и т. д.
Существуют оптимальные значения времени и температуры
вулканизации смеси, зависящие от каучука, ингредиентов и раз-
меров изготовляемых деталей.
Большое значение имеют качество ингредиентов и точность их
дозирования. Изменение содержания одного или нескольких
ингредиентов может быть главной причиной разрушения мате-
риала в эксплуатации. Неравномерное распределение ингредиен-
тов в полимере вследствие плохого перемешивания смеси может
вызвать образование в резине участков с неудовлетворительными
физико-механическими свойствами.
Исследование свойств вулканизата
на образцах. Пока не дан исчерпывающий ответ на вопрос,
какие технические требования к материалу манжет следует по-
ложить в основу физических испытаний образцов, чтобы предска-
зать поведение манжет при эксплуатации.
Необходим комплекс исследований свойств резин, причем
в зависимости от условий эксплуатации те или иные свойства
резины выступают на первый план. Способы оценки многих свойств
резины стандартизованы и описаны в специальной литературе
[66, 711. Однако из-за того, что оценка этих свойств в ряде слу-
чаев производится без учета эксплуатационных условий, т. е.
осуществляется без должного моделирования, приходится прово-
дить очень большой объем натурных экспериментов для оконча-
тельного суждения о применимости данного материала для ман-
жетных герметизаторов.
Указанные ниже исследования свойств образцов полимерного
материала, предназначенного для изготовления манжет, пресле-
дуют две цели:
1) установить диапазоны изменения характеристик резины
при разработке рецептуры и уточнить технологические режимы ее
изготовления с тем, чтобы получить необходимые данные для
создания стандарта на резину (технические условия на харак-
теристики резины и технологический регламент ее производ-
ства);
103
2) при серийном или массовом Производстве манжет осуще-
ствлять контроль качества резины.
Прочностные свойства исследуют в статическом и динамиче-
ском режимах. Проверяют твердость, предел прочности при раз-
рыве и относительное удлинение. Равновесный модуль упругости
целесообразно исследовать при относительном удлинении —2%,
что соответствует деформации губки манжеты. Исследуют релак-
сационные свойства материала. В деформированном полимере
напряжение со временем- падает, причем скорость падения напря-
жения и остаточное напряжение зависят от типа резины, темпера-
турных условий и других факторов. В резине при этом происхо-
дят химические и физические изменения.
В релаксометрах реализуются различные виды деформации по-
лимера: растяжение, сжатие и сдвиг, изгиб, комбинированный
режим.
При исследовании необходимо знать динамические характе-
ристики резины: динамический модуль упругости и коэффи-
циент потерь, характеризующий рассеяние энергии при колеба-
ниях.
Усталостные свойства резины выражаются показателем ty
в формуле, предложенной М. М. Резниковским:
'-(v)'”- <7|>
где ов — константа, имеющая физический смысл прочности при
однократном нагружении; а— приведенное контактное напряже-
ние, пропорциональное силе трения, отнесенной к площади фак-
тического касания; п—число циклов нагружения до наступле-
ния момента разрушения.
Для исследования усталостной прочности полимеров исполь-
зуют различные методы и оборудование [58, 85 и др. 1.
Целесообразно прочностные характеристики резины проверять
также после ускоренного теплового старения. Хотя вопрос о дол-
говременной прочности и установлении гарантийных сроков
работоспособности резиновых деталей заслуживает специаль-
ного рассмотрения, дадим практическое правило, которое приво-
дит Блоу: срок сохранения работоспособности резины сокращается
в 2 раза при повышении температуры на каждые 10° С [10].
Теплостойкость и огнестойкость резины можно оценить раз-
личными способами [68, ПО, 151 ], сравнительная характеристика
которых дана в работе [39].
Фрикционную теплостойкость материала исследуют для выяв-
ления значения критической температуры Фкр.
Стандартные испытания резин на морозостойкость при дефор-
мации растяжения 100% (ГОСТ 408—66) не отражают условия
работы манжет. Для определения коэффициента морозостойкости
при малых деформациях (до 10%) можно использовать прибор,
описанный в работе [53].
104
При длительном контактировании манжеты с валом до начала
работы может произойти прилипание резины к металлу, особенно
при понижении температуры. Максимальное прилипание резины
к металлу наблюдается при температуре, близкой к температуре
стеклования резины. Прилипание резиновых образцов к металлу
исследуют методом отрыва на адгезиометре [1 ].
Важным свойством материала герметизатора является малая
степень проницаемости по отношению к газам или жидкостям.
Механизм газопроницаемости включает три последовательных
стадии: растворение газа на поверхности полимера, молекуляр-
ную диффузию газа через полимер, испарение газа с другой по-
верхности образца. Методика испытания полимера на газопрони-
цаемость и испытательная установка описаны в работах [73, 148],
методика исследования проницаемости резин по отношению к жид-
ким средам—в работе [108].
Резиновая манжета не должна вызывать коррозии вала или
корпуса машины. Коррозия возможна, если резина содержит
растворимые компоненты, которые вместе с влагой воздуха обра-
зует электролит. Внешне электрохимическая коррозия характе-
ризуется появлением раковин на металле в непосредственной
близости от зоны контакта. Пластификаторы и смягчители в не-
которых случаях могут оказаться катализаторами коррозии. Ами-
новые антиоксиданты непосредственно на коррозию не влияют,
однако протравливают поверхность металла, вызывая предраспо-
ложение к коррозии. Источником коррозии может оказаться даже
присадка, вводимая для предотвращения прилипания детали
к пресс-форме.
Коррозионную активность резины определяют по методике,
описанной в работе [124], например фирмы General Motors и
International PacKing Corp., США.
Стойкость резин в рабочих жидкостях (или их парах) оцени-
вают по изменению физико-механических свойств резины (твер-
дости, предела прочности, относительного удлинения при разрыве
и др.) вследствие набухаемости в рабочей среде [52]. Степень
набухаемости определяют различными способами: 1) по изме-
нению характерных геометрических размеров образца [187],
причем для повышения точности измеряют оптическим методом
[119] или микрометром внутри жидкости [137];
2) по изменению массы или объема образца [36]; для повыше-
ния точности взвешивание сухих и набухших образцов можно
производить в ртути, соприкасающейся с жидкостью, в которой
происходит набухание х.
3) по изменению электрических свойств полимера при набу-
хании [20];
1 Авторское свидетельство СССР, №314114, «Бюллетень изобретений!, 1971,
105
4) по измеиеиию давления при набуахнии полимера в замкну-
том объеме [109] и другими способами.
При работе в масле допускается набухание до 25% массы не-
подвижных ГУ и до 7% подвижных ГУ [136].
Антифрикционные свойства резин для герметизаторов иссле-
дуют в основном при двух схемах контактирования резинового
образца с подложкой: при коэффициенте взаимного контактиро-
вания k[3 «а 0 (треиие единичного индентора по металлическому
диску или цилйндру) и = 1 (торцовое трение). Для этой цели
разработано большое число машин и устройств [4, 78].
Если манжета будет при эксплуатации машины соприкасаться
с разреженным пространством, то целесообразно предварительно
исследовать антифрикционные свойства резины в вакууме на спе-
циальном оборудовании [51 ]. Для изучения трения и изнашива-
ния в вакууме при высоком давлении в интервале температур
—100-5-+ 150° С и постоянной площади номинального контакта
разработан прибор [38]. Для ускоренных испытаний в вакууме
при радиационном воздействии иа полимере пригоден прибор,
описанный в работе [37].
Для испытаний резин на трение и изнашивание в жидких сре-
дах применяют различные методы. Общие вопросы методики
испытаний в жидких, в том числе агрессивных, средах и анализ
влияющих в этих условиях на треиие и изнашивание полимера
факторов подробно изложены в работах [41, 60].
Известные методики включают в себя снятие износных харак-
теристик иа машинах трения при скорости скольжения не выше
5—10 м/с при статической нормальной нагрузке. Полученные ре-
зультаты не могут быть распространены на манжеты быстровра-
щающихся валов, поскольку при испытаниях имела место невы-
сокая скорость скольжения и отсутствовала динамическая со-
ставляющая удельной нагрузки, изменяющая число циклов кон-
тактного взаимодействия поверхностей по сравнению с работой
при статической нагрузке. Последнее обстоятельство даже при
одной и той же скорости, продолжительности трения и шерохова-
тости оказывает существенное влияние на износ резины.
Ниже приводится методика оценки антифрикционных свойств
манжетных резин, основанная на использовании специальной
высокоскоростной установки по типу описанной в работе [24],
в которой имело место трение резинового образца по эксцентрично
вращающейся втулке.
Резиновый образец прижимается к втулке с заданной стати-
ческой нагрузкой, величина которой может регулироваться.
Условия нагружения зоны контактирования образца при работе
установки приближаются к условиям нагружения натурного
манжетного герметизатора.
Эксцентриковые устройства с толкателем для создания сину-
соидально изменяющейся нагрузки на образец широко исполь-
зуются в машинах для исследования усталостно-прочностных
106
3
2
I
\77777
Ж
'/777Л
8

Рис. 80. Установка для исследова-
ния антифрикционных свойств ман-
жетных материалов:
/ — вход теплоносителя; 2 и 4 —
устройства осевого перемещения
образца 6; 3 — механизм статиче-
ского нагружения с датчиком уси-
лий; 5 — термопары, 7 — механизм струйного охлаждения или смазывания втулки; 8 —
поворотный корпус; связанный с моментомером; 9 — датчик биений; 10 — корпус с пе-
редним шарикоподшипником
свойств полимерных материалов [71 ]. Эксцентрично вращаю-
щийся ролик, являющийся одним из элементов изучаемой пары
трения, был использован в устройстве для исследования износа
сталей при высоких удельных нагрузках.
Принципиальная схема установки изображена на рис. 80.
При испытании измеряется момент трения, температура в резино-
вом образце, динамическое биение втулки, нормальное усилие.
Установка позволяет изучать треиие в любой жидкой или газо-
образной среде.
107
Условия трения в зоне максимального нагружения образца
при сохранении натурной нагрузки, скорости скольжения, мате-
риалов образца и втулки, ее покрытия, способа и качества по-
верхностной обработки и условий смазывания приближаются
к режиму работы участка реальной манжеты. Испытания могут
проводиться в условиях термостатирования н терморегулиро-
вания.
Режим трения, обусловливающий конфигурацию полей тем-
ператур в элементах пары трения, вследствие различия геометрии
и коэффициентов взаимного перекрытия в рассматриваемом узле
и манжетном герметизаторе различны. Однако при дайной схеме
должна наблюдаться более тесная корреляция между интенсив-
ностью износа образца и натурной высокоскоростной манжеты,
чем в известных методиках проверки износостойкости резин для
манжет.
На образец действуют следующие силы, отнесенные к номи-
нальной поверхности контакта:
1) предварительная нормальная нагрузка — статическая
составляющая полной нагрузки г?ст;
2) динамическая инерционная нагрузка, связанная с верти-
кальными перемещениями образца, имеющего массу М — q„„',
3) динамическая нагрузка, обусловленная деформированием
материала и проявлением упругих или вязко-упругих свойств
резины ?ре3;
4) нагрузка, возникающая при вращении втулки в жидкой
среде и связанная с появлением гидродинамического клина —
*7гпдр-
Контактная зона резинового образца воспринимает кроме
ангенциальные нагрузки: де-
формационную и адгезион-
ную составляющие силы
трения.
На рис. 81 показана схе-
ма взаимного перемещения
некоторой горизонтальной
плоскости, контактирующей
с эксцентрично вращающей-
ся втулкой. Из геометричес-
ких соображений легко уста-
новить следующие зависимо-
сти.
Расстояние от центра вра-
щения О до произвольной
точки окружности втулки
РФ = б sin <р + V ? —62cos2<p,
(72)
имя образца со втулкой ' '
108
указанных нормальных нагрузок
Рис. 81. Геометрическая схема коятактирова-
где б — эксцентриситет втулки; г— ее радиус; ср = со/ — угло-
вая координата; со — угловая скорость; t — время.
При небольших значениях эксцентриситета формула (72) мо-
жет быть заменена приближенной формулой
р — г + б sin ср. (72а)
Динамическое биение втулки относительно фиксированной
точки В вдоль оси у определяется уравнением
х= г -|-б р9о—<₽• (73)
Значение текущего радиуса р90_ф (рис. 81)
P9o-g> = 6cosq—Vf1 — б2 sin2 ср. (74)
Вертикальное перемещение L плоскости образца, контакти-
рующей с поверхностью втулки (при повороте на угол ср точка В
втулки переходит в положение В{\ точка касания В — в положе-
ние В2; с осью у совмещается точка А, переходя в положение
(рис. 81):
^ — 6(1—cos ср). (75)
Горизонтальное перемещение точки касания
= б sin ср. (76)
При ср = О — %и = Е* — 0;
при ср —л Еф = £(/ —26, £х = 0.
Для того чтобы при испытаниях резинового образца на опи-
санной выше установке сохранить в зоне наибольшего нагруже-
ния статическое давление, близкое к натурному, воспользуемся
формулой Герца—Беляева для максимального давления при кон-
тактировании по образующей двух упругих цилиндров:
„ «>_________________________,
₽”“ У «Л(1=И1.!^Й)’
\ ^1 /
(77)
где Р — нормальная нагрузка, отнесенная к длине I контактного
участка образующей цилиндров; Rlt R2—радиусы цилиндров;
Pl р2 и Ей Ег— соответственно коэффициенты Пуассона и мо-
дули упругости материалов.
Примем во внимание, что для нашего случая R^ = г, Rt = оо
(плоское полупространство), £х £2, рх = 0,5, тогда из фор-
мулы (79) получим
|78>
При значительных деформациях резинового образца не выпол-
няются условия, принятые при выводе формулы (77). Кроме того,
неучтено влияние сил трения в зоне смятия резинового полупро-
109
странства н геометрическая нестабильность контактирования —
наличие перемещений и |д. Формула (78) может быть исполь-
зована для приближенной оценки внешней нагрузки Р, прило-
женной к образцу для получения требуемых значений давле-
ния <?С1. Исследование границ применимости формулы (78) в тех-
нических расчетах, а также теоретический анализ контактной За-
дачи для вязко-упругого полупространства несомненно заслужи-
вают внимания.
Из формулы (78) находим внешнюю нагрузку
Р, = 2,16 -(79)
А- 2
Динамические нагрузки будем искать для схемы установки
с неподвижно закрепленной относительно осн вращения пло-
скостью образца, параллельной плоскости, контактирующей
с втулкой. Будем считать, что сила инерции определяется всей
массой образца М и ускорением его центра тяжести, имеющего
перемещение? - Тогда
М Мбш2 . ,ОА.
q,,n ’ 2Аа dt-~ " 2Аа Cosw/- <8°)
Для определения нагрузки qVQ3 воспользуемся законом Гука:
Ярез чЕдин >
где е — —-— =-^ относительная деформация образца; Л —
высота образца после приложения силы; /1ф — текущее значение
высоты образца; Едн„ — динамический модуль упругости ре-
зины.
Используя формулу (75), получим
6-ДИ.1
<7реэ- —(1—COSW/). (81)
При учете вязко-упругих свойств материала в соответствии
с уравнением Кельвина получаем зависимость для оценки состав-
ляющей ^3 в виде
Чрез ~ е^дш1 4“ В >
^fnini А
<7реэ =- —ь-(£д.1п cos ut 4- (ОТ] sin (0/), (82)
где т] — вязкость вязко-упругого тела.
Нахождение qr„№ сводится к решению нестационарной кон-
тактно-гидродинамической задачи для упругого ннэкомодульного
или вязко-упругого материала. Эта задача не рассматривается.
НО
Следует отметить, что составляющая q, „др появляется при работе
узла в жидкой среде, что соответствует случаю обильной утечки
через манжету и режиму жидкостного трения. Интенсивность
износа при этом пренебрежимо мала.
Таким образом, результирующая спла в зоне наибольшего
нагружения равна сумме сил:
== *7ст Н" Я ни “Ь Ярсз- (83)
Необходимое для расчетов значение площади номинального
контакта Аа между втулкой и резиновым образцом может быть
ориентировочно найдено по следующей формуле:
Аа = 2rl arcsi п -у- , (84)
где
„ 1/ ЗРг 3 г ,ос.
а~ / яЕг ~ 2 Ег ^ст (85)
— половина ширины полоски контакта для рассматриваемого
случая.
Формула (83) дает ориентировочное значение полной удельной
нагрузки в зоне наибольшей деформации образца, характерное
для натурного манжетного уплотнения.
Из приведенных зависимостей следует, что полная удельная
нагрузка складывается нз статической нагрузки и синусоидально
изменяющейся во времени динамической нагрузки. Результирую-
щая нагрузка изменяется по закону
qv = А + В cos tat, (86)
где А, В—постоянные для конкретного испытания параметры,
зависящие от геометрических размеров, условий работы и свойств
резины; они могут быть найдены нз приведенных выше формул.
Соотношение между статической и динамической составляю-
щими полной нагрузки и величина динамической составляющей
могут регулироваться путем изменения размеров г, I образца.
Одна и та же установка и втулка могут быть использованы
для испытаний образца и натурных манжет (при замене рабочего
узла).
Переходу к практическому внедрению предлагаемой методики
должно предшествовать изучение ряда важных вопросов. Необ-
ходим специальный анализ характера разрушения резины ман-
жетного герметизатора, закономерности появления различных
видов износа и пути их воспроизведения (моделирования) при
испытаниях образцов, а также изучение возможностей расчета
интенсивности износа при значительной относительной площади
фактического контакта.
Представляет теоретический и практический интерес оценка
суммарного влияния на интенсивность износа одновременно дей-
111
ствующих синусоидально изменяющихся нагрузок, вызванных
эксцентриситетом вала, дефектами его формы и шероховатостью
поверхности, а также закономерности накопления усталостных
повреждений в резине.
Установка и методика испытаний позволяют изучать законо-
мерности усталостного фрикционного разрушения.
Контроль качества изготовленных манжет. Манжеты подвер-
гают 100%-ному и выборочному контролю некоторых параметров
на соответствие техническим условиям и чертежу.
Основными видами проверки, позволяющими выявить нали-
чие дефектов, обусловленных нарушениями технологического
регламента изготовления манжеты, являются:
проверка геометрических размеров манжеты и ее про-
филя;
оценка качества крепления к металлической арматуре, если
она имеется;
оценка однородности свойств материала губки манжеты;
проверка целостности (прочности) манжеты;
измерение эластичности губки или удельного давления губки
манжеты на вал;
оценка работоспособности в условиях, близких к эксплуата-
ционным, и другие виды проверок.
После изготовления партии манжет их осматривают и оцени-
вают состояние контактных поверхностей. Геометрические раз-
меры манжеты определяются размерами пресс-формы, величиной
усадки резины после вулканизации и отделочными технологи-
ческими операциями — подшлифовкой кромок или подрезкой
губки до нужного диаметра. Измеряются наружный и внутренний
диаметры манжеты, высота полки Ьм. Профиль манжеты иссле-
дуется на поперечном срезе губки при помощи микроскопа и
сравнивается с эталонным профилем. Полярная диаграмма раз-
ностенности манжеты помогает установить наличие эксцентриси-
тета б2 отверстия в манжете относительно ее наружного диаметра.
В чертежах иа манжеты обычно регламентируется величина
максимальной разностениости в радиальных сечениях i, / ман-
жеты (эти сечения не обязательно являются диаметральными),
т. е. разность (/?м — гм),-. тах — (/?м — гм)/? т1п. Известен опти-
ческий прибор фирмы International PacKing Corp., Bristol для
измерения разностениости манжеты.
Для измерения внутреннего диаметра можно использовать
конический вал-калибр с поперечными рисками, соответствующими
границам допуска на этот размер.
Для контроля геометрии манжеты может быть использовано
электромеханическое устройство (67 ].
Целесообразно для каждой манжеты измерять размер 1Р,
определяющий поверхность, на которую действует давление гер-
метизируемой среды, и величину составляющей контактного дав-
ления ЧцяПЛ'
112
Рис. 82. Схема устройства для ояределеиия
дефектов губки манжеты:
/ — манжета; 2 — привод манжеты; 3 —
поворотный корпус, 4 — нагрузочно-нз-
мернтельное устройство; 5 — щуп
Рис. 83. Присяособление для опрессовки
манжет ири проверке качества их изгото-
вления:
/ — манжета, 1 — разъемный корпус; 3 —
вал; 4 — подводящий канал: 5 — отводя-
щий канал
Качество связи резины с металлической арматурой проверяется
на разрывной машине с применением специальных приспособле-
ний для закрепления манжеты [92].
Однородность свойств губки манжеты указывает на отсутствие
в ней дефектов.
Герметизатор из эластичного материала проверяют по всему
периметру щупом, деформируя его (сжимая или растягивая)
в зоне ощупывания. При наличии дефекта регистрируется изме-
нение силы трения между щупом и поверхностью контролируе-
мого герметизатора. В приборе для определения дефектов губки
манжеты, запатентованном в ФРГ, имеется дополнительный щуп,
который движется впереди измерительного щупа и деформирует
материал так, что измерительный щуп проверяет предварительно
деформированный участок манжеты (рис. 82).
Проверка целостности манжеты является проверкой прочности
и газопроницаемости и осуществляется в приспособлении, позво-
ляющем закреплять манжету без запрессовки по наружному
диаметру и производить опрессовку контрольным газом. Давле-
ние газа обычно 2 кгс/см2. Для манжет, воспринимающих в ма-
шине более высокое давление (например, при проверках машины
на плотность в статике), давление газа может достигать 20—
30 кгс/см2. Один из вариантов такого приспособления изображен
на рис. 83. Негерметичность указывает на наличие дефектов в ма-
териале (разрывы, трещины, расслоения и т. п.) или на рабочей
поверхности губки. Такая манжета бракуется.
Одним из наиболее важных факторов, отражающих качество
изготовления манжеты, является величина контактного давления
8га Голубее и др. 113
между губкой и валом. Для манжет, работающих при давлении
масла не выше 0,5 кгс/см2, возможны значительные колебания
радиальной нагрузки. Анализ, проведенный Шмиттом, показы-
вает, что даже при назначении очень жестких допусков на мате-
риал и размеры манжеты невозможно при серийном производстве
получить манжеты с допуском, меньшим, чем ±*/3 от предпола-
гаемой радиальной нагрузки 1105]. Резко выделяющееся значе-
ние радиальной нагрузки свидетельствует о наличии дефекта, и
манжета бракуется.
Технологические факторы, связанные с изготовлением деталей
и сборкой манжетного герметизирующего узла. Посадочное отвер-
стие под манжету в корпусе машины следует выполнять с учетом
данных выше рекомендаций. Отверстие должно иметь заходиую
фаску с углом 15—30° на длине 1—3 мм в зависимости от размеров
манжеты.
Отверстие необходимо растачивать таким образом, чтобы ста-
тический эксцентриситет б2 не превышал заданной конструкто-
ром величины. Статический эксцентриситет отверстия в корпусе
машины относительно оси вращения вала можно измерять, на-
пример, рычажным индикатором.
О выборе шероховатости поверхности вала говорилось выше.
Однако оптимальная шероховатость поверхности и требуемый
размер вала, изготовленного по 2 или 3-му классу точности, еще
не гарантируют надежной работы манжеты, если не регламенти-
рована другая геометрическая характеристика вала: отклонение
формы вала от круглой. Некруглость вала определяют по поляр-
ной профилограмме как радиальное расстояние между двумя кон-
центрическими окружностями — вписанной в полярную профи-
лограмму и описанной вокруг нее таким образом, что расстояние
между ними будет минимальное.
Поверхности валов, на профи-
лограммах которых можно вы-
делить более 45 неровностей,
согласно принятому в США
стандарту называют волнисты-
ми.
На рис. 84 показаны поляр-
ные профилограммы реальных
валов, имеющих три или семь
неровностей (1451. Отклонения
вала от круглой формы вызы-
ваются двумя причинами: стан-
ком или сборкой.
Неровности вследствие Ме-
ханической обработки являются
результатом того, что дефекты
или резонансные явления в
станке и заготовке вызывают
Рис. 84. Полярные профилограммы валов
с тремя и семью неровностями:
/ н 2 — три неровности соответственно вь.-
сотоП 0,0025 н 0,0127 мм, 3 н 4 — семь не-
5овностей соответственно высотой 0,0025 н
,0127 мм
114
вибрации и характерные неровности вала. Число неровностей
при этом обычно бывает нечетным. На образование волнистости
влияет также крепление детали иа стайке.
Если манжету устанавливают не на вал, а иа тонкостенную
втулку, ие обладающую достаточной жесткостью в радиальном
направлении, то при монтаже такой втулки иа вал те неровности
формы, которые появились при ее изготовлении, существенно
преобразуются; изменяются число воли и ориентация неровностей,
высота волн значительно уменьшается.
Стандартизация допустимых отклонений формы вала затруд-
нена тем, что существует сложная взаимосвязь между формой вала
и конструктивными характеристиками манжеты.
Можно дать следующие общие рекомендации. Отклонения вала
от круглой формы и неровности на его поверхности требуют по-
вышенной (по сравнению с оптимальной) силы прижатия манжеты
к валу, что приводит к повышенному износу и сокращает срок ее
службы. Число неровностей должно быть минимальным, а их
высота ие должна превышать некоторой величины, определяемой
экспериментально. Рекомендуется устранять вибрации при шли-
фовании валов под манжеты.
Вал должен иметь заходнуюфаску, размеры которой необходи-
мо согласовать с величиной радиального натяга манжеты. Целесо-
образно при установке манжеты на вал применять заходный конус.
Динамическое биение вала проверяют обычно электрическим
(емкостным, индуктивным) или оптическим- методом. На рис. 85
показано устройство для измерения динамического биения вала
испытательной установки пневматическим методом.
Известно приспособление, механизирующее операцию разме-
щения браслетной пружины на манжете.
Для запрессовки манжеты в корпус машины может быть
использован ручной винтовой пресс (рис. 86). Если стержень
пресса снабдить датчиком осевых усилий, то получится удобный
прибор для исследования манжет, например для подбора натяга
по наружному диаметру манжеты, изучения изменения этого
натяга при различных температурах, усилия запрессовки при
различных условиях смазывания поверхностей и т. д. Для авто-
матизации сборки манжетного узла предложено специальное
устройство.
Для заполнения консистентной смазкой полости между сдвоен-
ными манжетами можно рекомендовать шприц-лубрикатор, при-
веденный на рис. 87.
Приспособления для выпрессовки манжет из корпуса машины
представлены на рис. 88. В одном использована разрезная втулка
и конусный разжимной механизм, в другом — захват в виде
втулки, имеющей кольцевой язычок, отжимающий кромки ман-
жеты от вала.
При замене манжеты в процессе ремонта рекомендуется, чтобы
губка новой манжеты располагалась иа другом участке вала:
8* 115
Ряс. 85. Приспособление для язме*
рения биения нала пневматическим
способом (конструкция В. М. Ко-
зенко)
Рис. 86. Приспосовленке для запрессовкиt манжет
(конструкция А. С.'финнойона)
Рис. 87. Шприц-луврикатор для заполнения смаз-
кой объема между сдвоенными манжетами
новую манжету следует либо сдвинуть вдоль оси вала, либо уста-
новить буксу.
Таким образом, технологические факторы необходимо учи-
тывать при проектировании манжетного герметизирующего узла
машины, изготовлении деталей и сборке. Большое значение имеет
контроль качества материала, манжет и других деталей, а также
параметров узла машины.
Рис. 88. Приспособления для выпрессовки манжет:
а — с разрезной втулкой (конструкция В. Г. Васильева): 6 — с кольцевым язычком
116
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Акопян Л. А., Бартенев Г. М. О температурной зависимости силы прилипания
каучукоподобных полимеров к твердым поверхностям. — «Известия АН Ар-
мянской ССР», 1969, т. 22, № 5, с. 54—57.
2. Алексеев П. А. Исследование влияния вибрации на релаксационные процессы
в резине. Автореферат на соискание ученой степени канд. техн. наук. М.,
НИИСХМ, 1955, 29 с.
3. Баренблатт Г. И., Козырев Ю. И., Малинин Н. И. О виброползучестн поли-
мерных материалов. — «Журнал ПМТФ», 1965, К» 5, с. 68—71; «Доклады
АН СССР», 1966, т. 166, К» 4, с. 813—816.
4. Бартенев Г. М., Лаврентьев В. В. Трение и износ полимеров. Л., «Химия»,
1972, 344 с.
5. Бартенев Г. М., Зеленое Ю. В. Модельное описание вязко-упругого поведе-
ния полимеров. — В сб. Рассеяние энергии при колебаниях упругих систем.
Киев, «Наукова думка», 1968, с. 23—30.
6. Башта Т. М. Самолетные гидравлические приводы и агрегаты. М., Оборонгнз,
1951, 451 с.
7. Баштв Т. М. Вопросы герметизации выходных валиков гидроагрегатов. —
«Вестник машиностроения», 1966, К» 2, с. 20—24.
8. Белова И. С., Грндунова Е. Б., Рыбалов С. Л. Применение твердых смазок
в рецептуре резин из фторокаучука для повышения ее износостойкости. —
«Каучук и резина», 1973, № 12, с. 24—25.
9. Белоусов А. И. Течение вязкой несжимаемой жидкости в коротких подшипни-
ковых щелях. — В сб.: Труды Московского авнацноиного института, 1968,
вып. 180, с. 101 — 106.
10. Блоу С. М. Разработка и испытание эластомерных материалов для гидравличе-
ских уплотнений. — В сб.: Проблемы современной уплотнительной техники.
М., «Мир», 1967, с. 116—124.
11. Бояршинов С. В. Некоторые технические приложения теории осесимметрич-
ной деформации тонкостенной цилиндрической оболочки. — В сб.- Расчеты
на прочность. М., Машгиз, 1960, вып. 6, с. 63—81.
12. Браун Д. М. Важность и необходимость контроля качества уплотнений. —
В сб.: Проблемы трения и смазки. М., «Мир», 1968, № 2, с. 185—192.
13. Бринк Р., Брэди Д., Дейли Р. Технология изготовления уплотнений, гаранти-
рующая их надежность. — В сб.: Проблемы трения и смазки. М., «Мир»,
1968, № 2, с. 214—220.
14. Василенко В. Т. Исследование радиальных (манжетных) уплотнений валов
самолетных агрегатов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени
каид. техн. наук. Киев, КИГВФ, 1963, 27 с.
15. Василенко В. Т. О причинах выхода из строя радиальных (манжетных) уплот-
нений валов. — В сб.: Вопросы надежности гидравлических систем. Киев,
КИГВФ, 1964, вып. III, с. 75-78.
16. Васнльцов Э. А. Бесконтактные уплотнения. М.—Л., «Машиностроение»,
1974, 187 с.
17. Васляев С. М. Герметичность резиновых манжетных уплотнений валов. —
В сб.: Труды Новочеркасского политехнического института. 1973, К» 264,
с. 57—60.
18. Вихтерле К-, Ульбрехт И. Теплообмен неньютоновскнх жидкостей в кольце-
вой цилиндрической щели. — В сб.: Тепло- и массоперенос. Под ред. А. В. Лы-
кова и Б. М. Смольного. Минск, «Наука и техника», 1968, т. III, с. 228—243.
19. Гараздовский Т. Я., РегирерС. А. Движение ньютоновской жидкости между
вращающимися коаксиальными цилиндрами при наличии внутренних тепло-
вых процессов, влияющих на вязкие свойства. — «Журнал техническая фи-
зика», 1957, т. 26, № 7, с. 64—70.
20. ГепиеА. П., Терновская Г. В., Розовская Г. Д. Об изменении некоторых элек-
трических свойств резины при ее набухании в растворителях. — «Каучук и
резина», 1963, № 9, с. 17—19.
117
21. Голубев Г. А. Прибор для исследования сдвоенных манжетных уплотнений
вращающихся валов. — В сб.: Научные принципы и новые методы испытаний
материалов для узлов трения. М., «Наука», 1968, с. 44—52.
22. Голубев Г. А. Применение манжет из полимерных материалов для уплотнения
быстровращающихся валов. — В сб.: Применение материала иа основе пласт-
масс для опор скольжения и уплотнений в машинах. М., «Наука», 1968,
с. 102—109.
23. Голубев Г. А. О динамических эффектах, возникающих в манжетных уплотни-
тельных узлах быстровращающихся валов. — В сб.: Вопросы трения и про-
блемы смазки. М., «Наука», 1968, с. 36—43.
24. Голубев Г. А. Устройства для исследования трения и износа манжетных
уплотнений вращающихся валов. — В сб.: Научные принципы и новые
методы испытаний материалов для узлов трения. М., «Наука», 1968, с. 53—61.
25. -Голубев Г. А. Исследование температурных режимов трения манжетных
уплотнений быстровращающихся валов. — В сб.: Тепловая динамика тре-
ния. М., «Наука», 1970, с. 29—30.
26. Голубев Г. А. Расчет удельного давления для нагруженного манжетного
уплотнения моделированного оболочкой. — В сб.: Расчет и испытание фрик-
ционных пар. М., «Машиностроение», 1974, с. 29—47.
27. Голубев Г. А., Кукин Г. М. Уплотнения вращающихся валов. М., «Наука»,
1966, 99 с.
28. Голубев Г. А., Кукин Г. М. Повышение работоспособности контактных уплот-
нений валов гидромашин в вакууме. — В сб.; Тепловая динамика и моделиро-
вание внешнего трения. М., «Наука», 1975, с. 47—54.
29. Гонскнй Г. В., Луиика Н. А. О влиянии пульсирующего нагружения иа вели-
чину трения. — В сб.: Самолетостроение и техника воздушного флота. 1972,
вып. 29, с. 105, 108.
30. Давлетбаев Г. Г. Исследование и разработка уплотнительных колец (уплот-
нений) для подшипников металлургических машин. Автореферат диссертации
на соискание ученой степени канд. техн. наук. М., ЦНИИТМАШ, 1953,
31 с.
31. Дега Д. Е. Итоги работы по усовершенствованию герметичных манжетных
уплотнений кромочного типа. — В сб.: Проблемы трения и смазки. 1968,
№ 2, с. 60—68.
32. Денни Д. Исследование гидравлических уплотнений. — «Машиностроение
за рубежом», 1959, К» 4, с. 53—58.
33. Джеггер Е. Т. Изучение смазки сальника из синтетической резины, уплотня-
ющего вращающийся вал. — В сб.: Новые работы по трению и износу. М.,
«Иностранная литература», 1959, с. 129—136.
34. Джеггер Е. Т. Развитие уплотнений нагнетательного действия в Европе. —
«Проблемы трения и смазки». М., «Мир», 1968, № 2, с. 129—141.
35. Дипрнма Е., Стюарт У. Течение между неконцентрическими вращающимися
цилиндрами. «Проблемы трения и смазки», М., «Мир», 1972, № 3, с.
73—81.
36. Догадкнн Б. А., Донцов А. А. Прибор для измерения набухания при повышен-
ных температурах. —«Коллоидный журнал», 1961, т. 23, № 3, с. 346—347.
37. Духовской Е. А., Каснмеевская Э. Е., Силин А. А. О методике ускоренных
испытаний полимерных материалов, работающих в вакууме при ионизирую-
ющем воздействии.—«Механика полимеров», 1969, №6, с. 1105—1107.
38. Елькин А. И., Власов В. А. Трение высокоэластичных материалов при высо-
ких нормальных давлениях в вакууме. — «Доклады АН СССР», 1970, т. 191,
4, с. 814, 817.
39. Еремина Л. К., Марей А. И. Сравнительная характеристика методов определе-
ния термостойкости вулканизаторов. — «Каучук и резина», 1968, № 3,
с. 51—53.
40. Зеленев Ю. В., Айвазов А. Б., Бартенен Г. М. Прибор для определения ско-
рости самопроизвольного сокращения растянутых резни. — «Заводская лабо-
ратория», 1973, Ks 7, с. 883—885.
41. Зуев Ю. С. Разрушение полимеров под действием агрессивных сред. М.,
«Химия», 1972.
118
42. Камал А. А.. Отрыв течения между неконцентрическими вращающимися ци-
линдрами. — В сб.: Теоретические основы инженерных расчетов!. 1966, № 2,
с. 179-185.
43. Карбасов О. Г., Меня к В. Я. Определение оптимального объема выборки для
испытаний резиновых технических изделий. — «Каучук и резина», 1972,
№ 12, с. 39—41.
44. ’ Кемени У., Сайферс В. Теплопередача и потери давления в кольцевом зазоре
с негладкой поверхностью. — «Труды Американского общества инженеров-
механиков», 1961, т. 83, серия С, № 2, с. 111—113.
45. Кондаков Л. А. Уплотнения гидравлических систем. М., «Машиностроение»,
1972, 240 с.
46. Константинова Н. А., Лаврентьев В. В., Бартенев Г. М. О формировании
площади фактического контакта высокоэластичных материалов с твердой
гладкой поверхностью. — «Механика полимеров», 1966, № 2, с. 263—
268.
47. Коровчннскнй М. В. Основы теории термического контакта при локальном
трении. — В сб.: Новое в теории трения. М., «Наука», 1966, с. 61—102.
48. Костерин Ю. И. Механические автоколебания при сухом треинн. М., изд.
АН СССР, 1960, 323 с.
49. Котляр М- М., Ратнер Э. С., Чериовскнй М. Н. Расчет коротких щелевых
уплотнений иа смешанных режимах течения. — В сб.: Труды Московского
авиационного института. 1972, вып. 245, с. 111—132.
50. КраЬельскнй И. В. Трение и износ. М., Машгиз, 1968, 480 с.
51. Крагельскнй И. В. и др. Трение и износ в вакууме. М., «Машиностроение»,
1973, 213 с.
52. Кусов А. Б., Вороиевнч Н. И. Влияние набухания на физико-механические
показатели резины. — В сб.: Труды Ленинградского технологического инсти-
тута нм. Ленсовета. Л., Госхимиздат, 1957, вып. 42, с. 57—219.
53. Кучерский А. М., Федюкина Л. П., Беля кон Л. Л. Новый прибор для опреде-
ления морозостойкости резин при растяжении. — «Каучук и резина», 1974,
№ 1, с. 46—47.
54. Ланров Г. Г. Повышение герметичности уплотнений путем специальной обра-
ботки поверхности вала. М., ВИНИТИ, 1959, (тема 16, М—59—Ш/1).
55. Лосиновас А. К- Исследование износа манжетного уплотнения вращающегося
вала. —«Каучук и резина», 1971, К» 3, с. 26—29.
56. Макаров Г. В. Уплотнительные устройства. М.—Л., «Машиностроение», 1973,
234 с.
57. Мнхельмаи А. И., Мащннов А. Н. Влияние ультразвуковых колебаний иа
трение твердых тел. — «Вестник машиностроения», 1969, № 1, с. 38.
58. Можин В. Н., Москалев Н. Д. Машина для исследования длительной проч-
ности полимерных материалов при вибрациях. — «Заводская лаборатория»,
1968, т. 34, № 11, с. 1374—1375.
59. Московкнн А. И., Дерюжннский Б. Е., Гоман И. Г. Прибор для определения
величины восстановления резни во времени. — В сб.. Исследования в области
физики и химии резины. Л., 1972, с. 168—169.
60. Наролин В. И. Общие вопросы методики испытания материалов иа трение и
износ в жидких агрессивных средах.— В сб.: Ученые записки. Курский Госу-
дарственный педагогический институт, 1969, Кг 64, с. 3—15.
61. Никитин Г. А. О некоторых особенностях течения жидкости через зазоры
микронных размерен. — В сб.: Гидропровод и гидропиевмоавтоматика в ма-
шиностроении. М., «Машиностроение», 1966, с. 48—65.
62. Никитин Г. А., Баринов В. А. Диссипативный нагрев жидкости в щелевых
уплотнениях гидроагрегатов. — В сб.: Гидропривод и гидропиевмоавтома-
тика. Киев, 1971, вып. 7, с. 37—41.
63. Никитин Г. А., Инатов А. М. Утечки через щелевые уплотнения малой дли-
ны. — В сб.: Гидропровод и гидропиевмоавтоматика. Киев, 1970, вып. 6,
с. 81—86.
64. Носов Ю. А., Попов Д. Н., Рождественский С. Н. Некоторые вопросы расчета
и коиструвроваиия авиационных гидравлических систем. М., Обороигиз,
1962, 232 с.
119
65. Нудельман 3. Н., Алябина Е. А., Рыбалов С. Л. Об увеличении износостой-
кости резиновых деталей путем фторирования их поверхности. — «Каучук
и резина», 1969, № 3, с. 21—23
66. Огибалов П. М., Малиини Н. И., Нетребко В. П. Конструкционные полимеры.
Методы экспериментального исследования. МГУ, 1962.
67. Падуков Ю. В. Оценка степени точности электромеханического устройства
для измерения геометрии эластичного уплотнения. — В сб.: Труды Челябин-
ского политехнического института. 1971, № 99, с. 137—141.
68. Паншни Б. И., Головастров Е. С. Метод определения теплостойкости уплотни-
тельных резни при кратковременном нагреве. — «Каучук и резина», 1965,
№ 8, с. 16-21.
69. Поволоцкий Э. Л., Юровский В. С. Графо-аналитический метод определения
норм «эластичности» резиио-армированных манжет. — «Каучук и резина»,
1972, № 6, с. 35-37.
70. Раздолии М. В. Уплотнения авиационных гидравлических агрегатов. М.,
«Машиностроение», 1965, 274 с.
71. Резинковскнй М. М., Лукомская А. И. Механические испытания каучука и
резины. М.—Л., «Химия», 1968, 231 с.
72. Рейиус А. Л. Повышение эксплуатационных свойств гидроузлов вибрацион-
ным обкатыванием штоков. — «Каучук и резина», 1971, № 4, с. 41—43.
73. РейтлиигерС. А. Проницаемость полимерных материалов. М., «Химия», 1974,
213 с.
74. Ротем Е. Р. Течение иеньютоиовской жидкости в кольцевом зазоре. — «Труды
Американского общества инженеров-механиков», серия Е, 1962, т. 84, № 2,
с. 220—222.
75. Руденко А. И. Исследование эксплуатационных изменений технического
состояния сальниковых уплотнений. Автореферат на соискание ученой сте-
пени каид. техн. наук. М., ГОСНИТИ, 1956, 31 с.
76. Рыбалов С. Л. Износ резин при скольжении по металлу. Автореферат диссер-
тации иа соискание ученой степени канд. техн, наук М., ФХИ, им. Л. Я. Кар-
пова, 1966, 37 с.
77. Рыбалов С. Л., Гридуиова Е. Б., Фомина Л. Г. О влиянии нитрида кремния
на антифрикционные свойства уплотнительных резин. — «Каучук и резина»,
1971, X» 4, с. 37—38.
78. Рыбалов С. Л., Мальчикова Е. В., Цыбук Б. С. Исследование износа резни при
повышенных скоростях вращения. — В сб.: Фрикционный износ резни.
М.—Л., «Химия», 1963, с. 192—199.
79. Садило М. В., Удовенко А. А. Гидродинамическая смазка манжетных уплот-
нений валов. В сб.: Труды Новочеркасского политехнического института.
НПИ, 1971, вып. 263, с. 124—127.
80. Селедков Ю. Г., Бирюков Б. Н. Исследование характера движения и момента
треиия свободно плавающей армированной манжеты при уплотнении враща-
ющихся валов. — «Каучук и резина», 1969, Xs 1, с. 37—38.
81. Сизиков Н. Н., РезиикОвский М. М. Исследование зависимости механизма
износа от мощности треиия. — «Каучук и резина», 1970, Хе 9, с. 24—26.
82. Сиеговский Ф. П., Рудокий А. М. Исследование работы уплотнений вращаю-
щихся валов. — «Вестник машиностроения», 1964, № 4, с. 2—27.
83. Соколов Е. П. Повышение долговечности резиновых уплотнений узлов гидрав-
лики. — «Каучук и резина», 1968, Хе 10, с. 43—45.
84. Соколов Е. П., Сошко А. И., Тыииый А. Н. Износостойкость резиновых уплот-
нений, работающих в паре с металлическими поверхностями. В сб.: Влияние
рабочих сред на свойства материалов. Изд. АН УССР, 1963, вып. 2, с.
43—48.
85. Сошко А. И., Спас Я. М., Калинин Н. Г. Установка для испытаний полимер-
ных материалов иа усталостную прочность в вакууме при низких и высоких
температурах. — «Физико-химическая механика материалов», 1970, т. 6,
№ 1, с. 84-86.
86. Тамоиов А. А. Течение иелииейио-вязкой жидкости в узких зазорах. — В сб.:
Исследования по упругости и пластичности. ЛГУ, 1967, вып. 6, с.
49-53.
120
?. Теасте А. А. К расчёту радиального усилия манжетных уплотнений вращаю-
щихся валов. — В сб.: Труды Таллинского политехнического института,
серия А. ТПИ, 1970, № 294, с. 79—83.
88. Теасте А. А. Некоторые причины неравномерного распределения радиального
усилия однокромочных манжетных уплотнений. — В сб.: Труды Таллинского
политехнического института, серия А. ТПИ, 1970, Ns 294, с. 63—78.
89. Теасте А. А. Процесс смазки резинового уплотнения на вращающемся валу. —
В сб.: Труды Таллинского политехнического института, серия А. ТПИ, 1971,
Xs 306, с. 97—105.
90. Теасте А. А. Зависимость величины утечки от толщины масляного слоя под
губкой манжетных уплотнений вращающихся валов. — В сб.: Труды Таллин-
ского политехнического института, серия А, ТПИ, 1971, № 306, с. 51—62.
91. Тепловые трубы. Сборник статей. М., «Мир», 1972, 87 с.
92. Тимошенко Н. П., Глаголев В. А. Способ оценки качества крепления в рези-
новых армированных манжетах. — «Каучук и резина», 1969, Xs 3, с. 53—54.
93. Удовенко А. А. Об увеличении срока службы резиновых манжетных уплотне-
ний автомобиля. — В сб. Труды Новочеркасского политехнического инсти-
тута. НПИ, 1963, т. 148, с. ПО—115.
94. Удовенко А. А. Коэффициент лабиринтных уплотнений валов. — В сб.
Труды Новочеркасского политехнического института. 1966, вып. 160, с. 125—
127.
95. Удовенко А. А., Васлаев С. М. Тепловой расчет резиновых манжетных уплот-
нений валов. В сб.: Труды Новочеркасского политехнического института.
НПИ, 1973, Xs 264, с. 52-60.
96. Удовенко А. А., Фоляиии А. М. Оптимизация формы резиновых манжетных
уплотнений валов. — В сб.: Труды Новочеркасского политехнического инсти-
тута. НПИ, 1971, вып. 268, с. 128—131.
97. Фарясворт К- Мл., Райс В. Нестационарное ламинарное движение ньютонов-
ской жидкости, заключенной между концентрическими вращающимися цилин-
драми. — «Труды Американского общества инженеров-механиков», серия Е,
1968, X» 2, с. 95—98.
98. Фомании А. М., Удовенко А. А. Контактная радиальная нагрузка в резино-
вых манжетных уплотнениях валов. — В сб.: Рабочие процессы топливных
систем дизелей. НПИ, 1971, т. 224, с. 144—149.
99. Фролов М. А., Фомании А. М. Экспериментальные исследования контактной
нагрузки в манжетных уплотнениях. — В сб.: Труды Новочеркасского поли-
технического института. НПИ, 1970, Xs 212, с. 132—140.
100. Хеия Д. Чистота обработки поверхности вала — важный элемент уплотня-
ющей системы. — «Проблемы трения и смазки», серия Ф, 1968, Хе 2, 58—66.
101. Хруслов В. К. Испытание резиновых сальниковых манжет на износоустой-
чивость. — В сб.: Труды ВИАМ. М., Оборонгиз, 1956, Хе 50, с. 139—142.
102. Цыбук Б. С., Комориицкий В. К., Юровский В. С. К вопросу расчета радиаль-
ных усилий в резиновых уплотнениях вращающихся элементов машин. —
В сб. Резина — конструкционный материал современного машиностроения.
М., «Химия», 1967, с. 160—169.
103. Чичинадзе А. В. Расчет и исследование внешнего треиия при торможении.
М., «Наука», 1967.
104. Шанииков В. М., Можии В. Н., Москалев Н. Д. Расчет долговечности жест-
ких пластмасс при виброиагружеиии. —«Вестник машиностроения», 1971,
№ 3, с. 46—47.
105. Шмитт П. И. Радиальная нагрузка как параметр конструкции и контроля
качества манжетного уплотнения. — В сб. Проблемы трения и смазки,
серия Ф, 1968, Хе 2, с. 101—110.
106. Шнейдер Ю. Г. Образование регулярных микрорельефов иа деталях и их
эксплуатационных свойствах. Л., «Машиностроение», 1972, 154 с.
107. Шнейдер Ю. Г., Рейиус А. Л., Ерченков А. И. Влияние качества металличе-
ской поверхности иа усилие треиия и герметичность уплотнительной пары. —
«Вестник машиностроения», 1969, № 6, с. 21.
108. Шорохова Н. В., Весеиии Р. М., Колядина Н. Г. Определение проницаемости
резни шин по отношению к жидким средам. — «Производство резииотехии-
121
Чёских и асботехиических изделий». ЦНИИТЭНефтехнм, 1970, № 8, с. 17.
109. Штительмаи М. И., Рыскииа Ю. М. Прибор для определения давления набу-
хания полимерных материалов. — «Заводская лаборатория», 1971, т. 37,
№ 12, с. 1513—1514.
ПО. Шубин В. В. Определение теплостойкости высокоэластнчпых материалов
термоэлектрическим методом. — В сб.: Труды Всесоюзного научно-исследо-
вательского проектно-технологического института химического машино-
строения. 1969, вып. 1, с. 138—142.
111. Юровский В. С., Поволоцкий Э. Л., Комориицкий-Кузнецов В. К- Разра-
ботка основ конструирования резниоармироваииых радиальных уплотнений
вращающихся валов. — В сб. Достижения науки и техники в области ре-
зины. М., «Химия», 1969, с. 262—273.
112. Юрцов Н. Н., Зуев Ю. С., Косенкова А. С. Связь между работоспособностью
подвижных уплотнений и эластическими свойствами резни. — «Каучук и
резина», 1973, Ns 12, с. 36—37.
113. Andersson В. On The Influence of The Contact Pattern on The Sealing Capacity
and The Power Loss of Hydrodynamic Lip Seals. — ASLE Transactions, 1973,
vol. 16, N 4, p. 252—257.
114. Baglln R, Frottement et vibrations.—«Mecanical-electrio, 1970, vol. 53,
N 243, p. 5—9, N 245, p. 30—37.
115. Balmer T. R. Duodirectrical Seals Floating Triangles Oppose Swirling Lubri-
cant. — «Design News», 1968, vol. 23, N 3, p. 44—45.
116. Brink R. V. Oil Seal Lifegood Loading or Good Luck. SAE Preprints 1966,
N 650656, p. 134—152.
117. Brink R. V. The Working Life of a Seal. (An Elementary Theory). — ASLE
Preprints, 1970, N AMSC —1, p. 139—144.
118. Critical Automative Oil Leakage Problems to be solved by Hydrodynamic Seals.
(General Motors), «Machinery» (USA), 1965, vol. 72, N 1, p. 109.
119. Davison S. Micro—optical Swelling. —«Rubber Age», 1968, vol. 100, N 11,
p. 76—79.
120. Gardner J. C., James D. I. The Measurements of Volume Swelling. — «Rubber
Journal», 1964, vol. 146, N 12, p. 22—30.
121. Gladstone H. M., Shetterby W. B. Reduce Friction and Wear Slippery Surface
Rubber. — «Product Engineering», 1964, vol. 35, N 15, p. 96—98.
122. Hirano F., Ishlwata H., Fujiwara Y. Studies on The Dynamic Behaviour of Oil
Seal with Shaft Eccentricity. — Journal of the Japan SME, 1960, vol. 63,
N 499, p. 244—249.
123. Horve L. A. The Calculation of Shaft Seal Steady State Radial Loads Local
Stretch Forces Included. — ASLE Transactions, 1970, vol. 13, N 4, p.
288—295.
124. How to reduce Corrosion of Seals and Shafts. — «Material Design Engineering»,
1966, vol. 63, N 3, p. 74—75.
125. Huhn D. Theory of Fluid Sealing. — «Compressed Air and Hydraulics», 1961,
vol. 26, N 307, p. 350—359.
126. Ishlwata H. Reviw of Oil Seals (in regard to Rotary Shaft Seals). — Journal
of the Japan SME (Society Mechanical Engineering), 1958, vol. 61, N 470,
p. 265—270.
127. Ishivata H., Fujiwara Y. Study of the Relation between Contact Pressure Distri-
bution and Sealing Characteristics of Oil Seals. —Journal of Japan SME,
1961, vol. 64, N 512, p. 473—486.
128. Ishlwata H., Hirano F. Effect of Shaft Eccentricity on Oil Seal. — Procee-
dings of the 2-nd International Conference on Fluid Seals, Granfild, England,
1964, Harlow, BHRA, p. 1083.
129. Jacazino G. Sul calcolo dell’effusso di an fluido compressibile attraverso labi-
rinti assiali. —ATA, 1970, vol. 23, N 2, p. 99—110.
130. Jagger E. T., Walker P. S. Further Studies ot the Lubrication of synthetic
Rubber Rotary Shaft Seals. — Procedeengs of the Institute of Mechanical
Engineers, 1967, vol. 181, N 1, p. 191—204.
131. Lehman M. Konstruktions und Maschinenelemente. — «Konstruktion», 1970,
Bd. 22, s. 304—310.
122
132. Lines D. G., Loawrie J. M., O'Donoghue I. P. Effect Under—lip Temperature
on the Lubrication of Rotary Shaft Garter Spring Seals. — Procedings of the
Institute of Mechanical Engineers, 1967, vol. 181, N 1, p. 185—190.
133. Marx R. Plastics for Extrusions. — «Machine Design», 1960, vol. 32, N 5,
p. 143—147.
134. Me Gray C. R., Boeder H. G. Radial Positive Contact Seals. — «Machine
Design», 1964, vol 36, N 14, p. 127—131.
135. Me Hugh I. D. Adiabatic Laminar Flow in Concentric Sleene Seals. — ASLE
Annual Meeting, Preprint, N 65AM403, 1965, p. 27, 29, 31, 33.
136. Nagdl Khairi. 01 contra gummi? Einfache Methode zur schnellen Wahe des
richtigen NBR—Dlchtungswerktoffes. — «Fluid», 1972, N 5 p. 56—58.
137. Neukirchner J. Grundlegende Betrachtungen fiber die Reiboxydation. —
«Schmierst- und Schmierungstechnik», 1969, N 37, s. 37—53.
138. Opris 0. Ein Verfahren zur Besttimmung der Dicke der in den Passungen mit
undichten Kolben absorbieten Flussigkeitsschicht. — «Feinwerktechnik», 1970,
Bd. 74, N 4, s. 170—173.
139. Peickli V. L., Christensen D. A. How to Choose a Dinamic Seal? — «Product
Engineering», 1961, N 12, p. 57—69, vol. 32.
140. Rusch K.C., Sonderson R. W. Frictional Losses of dual—material Staff Seals.—
ASLE Preprints, 1971, N AM3B-2, p. 57-64.
141. Schnurle F., Upper G. Influence of Hydrodynamics on the Performance of
Radual Lip Seals. — ASLE Transactions, ser. F, 1973, N 4, p. 310—315.
142. Seal Leakage reduce by Elasting. — «Grinding and Finishing», 1961, vol. 7, N 4,
p. 33—34.
143. Specification for Rotary Shaft Lip Seals. Part I. Dimentions of Shafrts and
Housings. BS 1399, Part I, 1970.
144. Stephens C. A. Oil Seals and Lubricants. «Agrigation Engineering» 1965, vol. 46,
p. 264—268.
145. Symons J. D. Shaft Geometry — a Major Factor in Oil Seal Performances. —
ASME Transactions, ser. F, 1968, N 2, p. 43—58.
146. Symons J. D. Engineering Facts about Lip Seals. — SAE Transactions, «1963,
N 71, p. 614—650.
147. Taylor E. D. Bi—rotational Seal Designs. — «Lubrication Engineering 1973,
vol. 29, p. 454—460.
148. Tschamler H., Rudorfer D. Systematische Untersuchungen fiber die Gasdurch-
lassigkeit von Kunststoffen. — «Mittel Chemische Forschungsinstitute Wirts-
chaft Osterreich», 1972, Bd. 26, N 4, s. 185—189.
149. Upper G. Temperature of Sealing Lips. TV International Conference Fluid
Sealing, 1969, Philadelphia, FICFS Preprints, N 17, p. 1—7.
150. Warring R. H. Seals and Packing in Hydraulics and Pneumatics. — «Hydraulic
Pneumatic Power», 1966, vol. 12, N 138, p. 370—389.
151. Wiktorek R. J. Flame Test Methods for Plastics. — «Material Engineering»,
1971, vol. 74, N 5, p. 56—59.
152. Yokoyama Yasuo, Okabe Sakiichi, Ishikawa Ken—Ichi. Reduction of Kinetic
Friction by Harmonic Vibration in an Arbitrary Direction. — Bulletin ISME,
1971, vol. 14, N 68, p. 139—146.
ГЛАВА
II
Вопросы расчета и конструирования
торцовых герметизаторов
Работоспособность торцового герметизатора оценивается главным
образом степенью его герметичности в течение заданного ресурса
работы [18].
Величина утечки через торцовый герметизатор, характери-
зующая степень его герметичности, определяется в основном та-
кими взаимосвязанными факторами, как величина контактного
давления, геометрия зоны контакта пары трения и процессы
в этой зоне. Геометрия зоны контакта и процессы в ней, обуслов-
ленные трением и изнашиванием материалов пары трения, а также
характеристиками промежуточных пленок, зависят главным обра-
зом от теплового режима пары трения. Поэтому при проектиро-
вании торцовых герметизирующих устройств особое внимание
следует уделять расчету контактного давления, оценке теплового
режима работы и расчету утечки.
$ 1. РАСЧЕТ СЖИМАЮЩЕГО УСИЛИЯ
И КОНТАКТНОГО ДАВЛЕНИЯ
Номинальное контактное давление ра рассчитывают по следую-
щей формуле:
Ра=£. (87)
где Р — нормальное усилие (нагрузка), сжимающее кольца
пары трения; Аа—номинальная площадь контакта пары тре-
ния. »
Однако эта формула справедлива в идеальном случае, когда
контактные поверхности представляют собой абсолютно гладкие
параллельные плоскости. В общем случае нормальное сжимающее
усилие воспринимается только выступами микро- и макронеров-
ностей [50], поэтому в зоне контакта следует различать контур-
ное контактное давление
Ре = £. (88)
124
где Ас — контурная площадь касания выступов макронеровно-
стей, обусловленных волнистостью контактирующих поверхностей
и фактическое контактное давление
Р, = £. (89)
где Аг — фактическая площадь касания выступов микронеров-
ностей реальных шероховатостей колец пары трения.
Соотношения между номинальной, контурной и фактической
площадями выражают чаще всего безразмерными величинами:
А
1.= ^. (90)
).= £. (91)
Тз "-= х * <92>
Площадь фактического контакта составляет незначительную
долю от контурной и номинальной, особенно при небольших сжи-
мающих нагрузках, характерных для торцовых герметизирующих
устройств. Поэтому относительную площадь т] j фактического кон-
такта можно с достаточной степенью точности выразить формулой,
описывающей начальный участок кривой .опорной поверхности
(представляющей собой зависимость т] х от величины относитель-
ного сближения е контактирующих поверхностей) при условии
в == 0,4:
г)! = bev, (93)
где а—сближение контактирующих поверхностей; /imax — мак-
симальная высота неровностей поверхности; b и v—константы
микрогеометрии поверхности.
Опорная кривая определяется формой выступов микроиеров-
иостей и их распределением по высоте. Выступы поверхностей
с высокой чистотой обработки (какими являются, как правило,
контактирующие поверхности торцовых герметизирующих
устройств) весьма пологи и вершины выступов закруглены.
Наклон и радиусы закругления выступов в сечениях, парал-
лельных направлению обработки поверхности, существенно от-
личаются по величине от наклона и радиусов закругления тех же
выступов в перпендикулярных сечениях, т. е. в плайе выступы
имеют форму эллипсоидов, вытянутых в направлении или пере-
мещения инструмента, или перемещения контактирующей с вы-
ступами истирающей поверхности (в направлении скольжения).
125
Однако при оценке площадей касания такая форма выступов
может быть с достаточной точностью (различие при этом не пре-
вышает 15%) заменена сферической, эквивалентный радиус /?
закругления которой может быть определен из следующего выра-
жения:
/? = ^прод^поп > (95)
где /?прод и /?поп — радиусы закруглений соответственно в про-
дольном и поперечном сечениях.
Для случая упругого контактирования шероховатой поверх-
ности, моделированной в виде набора сфер, с жесткой гладкой
плоскостью и с учетом закона распределения выступов по высоте,
заданного степенной функцией
<р = СеХ, (96)
где <р — отношение числа контактирующих выступов к числу
всех выступов поверхности, а С и % — константы, И. В. Крагель-
ский рекомендует формулу
2у
П1 =
~0,75nh1/2v/?1/2 (1 — ц2)] 2v+‘

(97)
где р — коэффициент Пуассона; kt—коэффициент, определяе-
мый интегрированием при выводе формулы (97); Е — модуль
упругости материала деформируемой поверхности.
Для случая упруго-пластического (без упрочнения) контакти-
рования шероховатой поверхности с жесткой гладкой плоскостью
при условии, что относительное сближение выступов, деформи-
рующихся упруго, меньше (в 4—6 раз) относительного сближения
выступов, деформирующихся пластически, И. В. Крагельский
рекомендует формулу
v+l у-Ц у—1
рс 2,4 (1 — ц2) Ь1/уу/гс, v v v
clas ЗйпихЕ*
где as — предел текучести материала деформируемой поверх-
ности; Cj — коэффициент пропорциональности между давле-
нием рт, соответствующим переходу от упругого деформирования
к пластическому, и aSt который изменяется от 1 до 6.
В реальных условиях обе контактирующие поверхности яв-
ляются шероховатыми. С учетом вероятности встречи отдельных
выступов формула для расчета относительной фактической пло-
щади касания будет иметь вид
(^пих 1 *t~ ^пих 2
лшах 1птах2
где ki — коэффициент, зависящий от Vj и va;
126
(e')v‘+v«, (99)
c ~ h J. * М VU /
«max i Т «max 2
1 и 2 — индексы параметров b, v и Лтах — указывают на при-
надлежность этих параметров к одной или другой контактирую-
щей поверхности.
Все выводы, сделанные на основании формул (97) и (98) для
контакта шероховатой поверхности с гладкой, с точностью до не-
которого постоянного коэффициента могут быть перенесены на
контакт двух шероховатых поверхностей. При расчете в формулы
в этом случае следует подставить b', v' и /?', определяемые из
выражений
(^шах 1 Ч- fttnax g)V‘^V* /1011
/.v, i,v, ’
max 1 max 2
v' = Vt + V2, (102)
R’ ’ ттйг <l03>
Контурная площадь касания Ac определяется характером
волнистости контактирующих поверхностей. Для получения рас-
четных зависимостей удобнее представить реальную волнистую
поверхность, как имеющую регулярную волнистость, т. е. волны
в виде сфер или цилиндров с определенным шагом, высотой и
радиусом (в сечении).
Поскольку торцовые герметизирующие устройства имеют кон-
тактирующие поверхности в виде узких колец (отношение наруж-
ного радиуса к внутреннему этих колец чаще всего не превышает
1,2), то различия в результатах расчетов при моделировании
волны сферой по сравнению с моделированием ее цилиндром не
могут быть значительными. Поэтому для получения расчетных
зависимостей представим контактирующую поверхность в виде
поверхности с регулярной сферической волнистостью, на которой
все волны располагаются на одной высоте.
Для этого случая, используя зависимости, приведенные в ра-
боте [50], получим
Л «0,3 О -Н’)]2/3^/3, (Ю4)
где L — шаг волны; а„ — высота волны.
С учетом формулы (104) формулы (97) и (98) примут после
объединения некоторых коэффициентов следующий вид для слу-
чаев контактирования:
упругого
[Зу-|-1 -| 2у
2,36(0,IS)1/3- W X
1
х Л^+л,
(Ю5)
127
упруго-пластического (без упрочнения)
Л = -^- +
r ws
3v+2 у 4-1 Эу—1
О,ЗУ*(1-М2) 3v b^vR(cias) v Р 3v L2'3v лузу (106)
h F Зу ,,2/3v
hmax£ “в
Когда волнистость поверхности отсутствует, фактическая пло-
щадь касания может быть рассчитана по формулам (97) и (98)
в предположении, что Ас — Аа, т. е. для случаев контактирова-
ния:
упругого
2,36
2у ,
( b V/2v _ В- 0 - И2) 1 ^+1 (JL\ 2v+* Д 2V+T
vmax,/2vTv-nJ л°
упруго-пластического (без упрочнения)
у4-1 у-1
л = Р , । g (' — М2) b1/vvff (ciqs) v Р v д1/у
' ciaS ’ hmaxE1 а
Внутри данного класса обработки существует связь
высотой и радиусом неровности [26]:
(108)
между
Rhmax—С2 (109)
ИЛИ
R _____ ^2
Лтах Лтах
(НО)
где ct и х— константы, определяемые видом обработки контакти-
рующей поверхности.
С учетом различия по величине констант ct и х для продоль-
ной и поперечной шероховатостей и формулы (95), формула (НО)
может быть представлена в следующем виде:
R = Гс,попГ8прод
Лтах *поп ' *прод
h 2
^тах
Подставляя формулу (104) в формулу (88) и формулы (105),
(106), (107), (108) и (110а) в формулу (89), получим следующие
формулы для расчета контурного контактного давления рс:
Р‘=3>3[-т^^]213Л/3> (Hi)
и фактического контактного давления рг:
128
1) для волнистых поверхностей в случае контактирования:
упругого
хпоп + хпрод^ 1
0,425 Мтах 4_________________2 У(У~ 1)
.(0,i5)V2y
прод
(112)
упруго-пластического (без упрочнения)
1 = 1
Pr ~ WS
3v4-2
_____ v-H
I i 9 0,31/v(l —p2) fr1/vvKc2npoflC»non(CiOS) v
l x_._4.x_. _ “"
*поп~*прод 6v+2
h^T2

(113)
2) при отсутствии волнистости контактирующих поверхностей
в случае контактирования:
упругого
2у
*поп+*прод £ 12V+’
. 0,425(l)’zi’^^d==l^
' ' (1 М2) V^C3nonC2 прод J
упруго-пластического (без упрочнения)
-L=-*- +
Pr ciaS
(Н4)
, , О(1 — Ц2)b'^vy |^сгпопсапрод (cias) V
т ; Тх
*поп ' прод
Л 2 Еа
ятах
(Н5)
Применительно к торцовым герметизирующим устройствам
формулы (111)—(115) могут быть существенно упрощены.
Учитывая, что контактирующие поверхности торцовых гер-
метизирующих устройств обрабатывают шлифованием и довод-
кой [6], значения параметров b, v, c2nOn. ^гпрод. хпоп» хпрод.
могут быть приняты следующими: b = 4ч-10; v = 3; cJnon = 9;
9 Г. А. Голубев И др. 129
С 2 прод 5000, -^поп 1.4 И <^црод 0,8 При /1ц]ах» ВЗЯТОЙ В МИК
ронах; — = 5000ч-23 250. При этом коэффициент k2 будет ра-
вей 0,12. Кроме того, применительно к сферической модели вы-
ступа шероховатой поверхности значение коэффициента ct может
быть принято равным 3.
С учетом этого формулы (112)—(115) примут вид:
1) для волнистых поверхностей в случае контактирования:
упругого
0 9 20
<И6)
или с учетом незначительной разницы между предельными зна-
чениями величин Ь1/7 = 1,24 ± 0,15 (±12,1%) и (-^)2/2'=
= 2,43 ± 0,18 (±7,4%) в широком диапазоне изменения b и
Z-/ Пв*
20
Рг = 0,016ft°Jx )21 Ра ; (116а)
упруго-пластического (без упрочнения)
J_____Li 9900 (‘-Н2)11/94/3ь1/3 ( L \2/9 /_1_ У/9
Рг ~ 3as Й2Л ^20/9 \aJ \ра)
(Н7)
или с учетом допустимой для теоретических выкладок разности
между предельными значениями величин Ь|/3 = 1,683 ± 0,47
(±27,9%) и (у-)2/9 = 7,99 ± 1,35 (±16,9%) в широком диа-
пазоне изменения b и L/a„
1 । (1 — и2)п/М/3 ~
— = -5^-4-30000-—2-г 1 У79- (Н7а)
2)_при отсутствии волнистости поверхностей в случае контак-
тирования:
упругого
/.0,9
рг = 0,04-^ )6/7рУ7 (118)
или с учетом Ь,/7 = 1,24 ± 0,15 (±12,1%)
рг = 0,0324/4’1 (т^-Г Ра11; (118а)
упруго-пластического (без упрочнения)
-L- ' +3300 -1^. (119)
Рг 3os 1 Е» \ Ра J '
130
или с учетом Ь,/3 = 1,683 ± 0,47 (±27,9%)
(119а)
С учетом указанных выше значений b и v для контактирующих
поверхностей торцовых герметизирующих устройств, имеющих
чаще всего одинаковую шероховатость [6], формулы (101)—(103)
примут вид
Ь'= 3,2Ь2 (Л1 = 0,05 для v, = v2 —3); (120)
v' = 2v = 6; (121)
— (122)
При подстановке этих значений в соответствии с рекоменда-
цией работы [50] в формулы (110а) и (112)—(115) получим фор-
мулы для расчета рг в условиях контактирования двух поверх-
ностей с одинаковой шероховатостью, несколько отличающиеся
от формул (116)—(119):
1) для волнистых поверхностей в случаях контактирования:
упругого
__01о Лтах / Е VW / ЧВ \2/39 1/39
Рг — °>18 -^713" ТТГ-рТ} { — ) Ра (123)
или с учетом того, что = 1,259 ± 0,167 (±13,3%) и
(-£)’'* - 1.615 ± 0,065 (±4%)
(123а)
упруго-пластического (без упрочнения)
1 _ 1 , о720Ь1/3^/6 (‘ — М2)10/9 /_£_у/9
Рг tos №,Е19'9 \аь J \ Ра )
(124)
нли с учетом Ь1# = 1,683 ± 0,47 (±27,9%) и = 2,82 ±
± 0,24 (±8,5%)
I _ i
Рг ~ 3os
4-13000
(i-jW
/,2,1 г19/9
"тахс
/ 1 у/»8.
\ Ра ) ’
(124а)
2) при отсутствии волнистости поверхностей в случаях кон-
тактирования:
упругого
Р, = 0,17
„П.97^3 *
Ь2?13 (1 — (*2)
„1/13.
Ра »
(125)
9*
131
или с учетом Ь'2/|3 = 1,259 ± 0,167 (±13,3%)
1,0.97 г.12/13
/>,=0,13 Р-/13.
упруго-пластического (без упрочнения)
— =у- +3330 —)'/6
Pr Sas ~ Е* h2-' X Ра )
max
или с учетом Ь1/3 = 1,683 ± 0,47 (±27,9%)
J_ ' +5610-Ц^4т(—Y‘-
Р, 3os Е« Л2Л V ра )
(125а)
(126)
(126а)
Таким образом, для приближенного расчета рг необходимо
знать:
а) номинальное контактное давление ра;
б) максимальную высоту выступов шероховатой поверх-
ности Лпих или среднюю высоту выступов Rt, учитывая, что
Атах=1,15/?г; (127)
в) фактическую величину параметра b кривой опорной по-
верхности [только при расчетах по формулам (116)—(119) и
(123)— (126)];
г) фактическую величину отношения средней длины волны
шероховатой поверхности L к средней высоте волны ав [только
при расчетах по формулам (116)—(117) и (123)—(124)];
д) коэффициент Пуассона р. [менее упругого материала при
расчете по формулам (123)—(126а) 1;
е) модуль упругости Е [менее упругого материала при рас-
чете по формулам (123)—(126а)];
ж) предел текучести as [только при расчетах по формулам
(117), (117а), (119), (119а), (124), (124а), (126) и (126а), причем
в последние четыре формулы подставляют as более пластичного
материала пары трения ].
Величина R2 при обработке контактирующих поверхностей
пар трения торцовых герметизирующих устройств по 10—11-му
классам шероховатости соответственно составляет 0,8—0,5 и 0,4—
0,25 мкм. Поэтому с учетом формулы (127) и при заданных харак-
теристиках материала (Е, p., as) можно на стадии проектирования
торцового герметизирующего устройства оценить соотношение меж-
ду фактическим и номинальным контактным давлением по форму-
лам (Пба), (117а), (118а) и (119а) или (123а), (124а), (125а) и (126а).
Номинальное контактное давление при заданной номинальной
площади контакта пары трения Аа, которую для большинства
торцовых герметизирующих устройств подсчитывают как пло-
щадь кольцевой зоны контакта:
Ла = ^-(РХар-^н), (128)
132
где D„dp и DBH — соответственно наружный и внутренний диа-
метры зоны контакта, может быть вычислено по формуле (87)
только при известной величине нормального сжимающего уси-
лия Р.
Усилие Р можно определить из условия равновесия силовых
факторов, действующих на подвижные по оси элементы торцового
герметизирующего устройства в направлении действия усилия Р
(рис. 89).
Уравнение баланса сил в общем виде
Р — Ру ± /’тр 4* ^р| 4- Рр2 Ррщ ± Рнн, (129)
где Ру — усилие от действия упругих элементов устройства
(пружин, сильфонов и т. п.); PPl — усилие от действия давле-
ния р! герметизируемой среды в полости перед герметизирующим
устройством; Рр, — усилие от действия давления р2 среды в по-
лости за герметизирующим устройством; —усилие от дей-
ствия разгружающего пару трения давления рщ в зоне контакта
(в герметизирующей щели); Р1р — усилие трения, препятствую-
щее осевым перемещениям элементов герметизирующего устрой-
ства (например, усилие трения при перемещении подвижного
в осевом направлении кольца пары трения и вспомогательного
герметизатора типа кольца, манжеты и т. п. относительно корпуса
или вала, а также при перемещении указанного кольца относи-
тельно фиксаторов от его проворота); Рнн — усилие от действия
инерционных сил при вращении, например при действии пере-
кошенного рабочего торца вращающегося кольца пары трения
на подвижные в осевом направлении элементы и т. п.
Расчет усилий PPl, Рр, и Ру не вызывает затруднений:
/>„, =р, -=-(D*ap-d?), (130)
PP=pt^-(d--Dlu), (131)
где dr — диаметр поверхности, по которой герметизируется вспо-
могательным уплотнением подвижное в осевом направлении
кольцо (см. рис. 89); в случае применения в качестве вспомога-
тельных уплотнений сильфонов
dr~A+4, (132)
где dj и dt — диаметры (см. рис. 89, б);
Ру = ЛД/, (133)
где k — жесткость упругого элемента; Д/ — его деформация
(натяг).
Формула (133) может быть записана:
133

применительно к пружине
^у. пр = ^пр А^пр» (133а)
где k„p и Л/Пр — соответственно жесткость и деформация пру-
жины;
применительно к сильфону
РУ.С = *СЛ/С, (1336)
где Лс и Л/с— соответственно жесткость и деформация сильфона.
Жесткость сильфона зависит от конструктивного выполнения
его гофров н может быть рассчитана по следующим формулам [271:
1) гофры эллиптического типа (рис. 90, а)
Агс = 0,307 (134)
Мс'ос ' Rc ' Sc +
где Ес — модуль упругости материала сильфона, кгс/см®; гс —
средний радиус сильфона, см; hc — толщина стенки гофра, см;
135
°C
Рис. 91. Поправочный коэффициент i
формулах для расчета жесткости силь-
фонов с гофрами:
/ — эллиптическими; 2 — треугольны
мн; 3 — синусоидальными; 4 — S-об-
разными
(135)
мс — расстояние от гребня гофра до среднего радиуса гс, измерен-
ное по поверхности гофра, см; gc — высота гофра над средним
радиусом гс, см; qc — длина четверти шага гофра, см; /ос — актив-
ная длина сильфона в свободном состоянии, см; /?с — поправоч-
ный коэффициент (рис. 91, кривая /) зависит от величины
2) гофры треугольного типа (рис. 90, б)
kc = 0,307 4“ ’
Ucgcloc /?с
/?с находят по рис. 91 (кривая 2);
3) гофры синусоидального типа (см. рис. 90, в)
kc = 0,307 >
Ucgcloc gc + 1.6<?с
/?с находят по рис. 91 (кривая 3);
4) гофры S-образного типа (см. рис. 90, г)
/гс=1,12 £/ЛЗ 1
(136)
(137)
bzloc (1 — Цс)
где Ьс — радиус скругленной части гофра, см; р,с — коэффициент
Пуассона материала сильфона; /?с — поправочный коэффициент
(см. рис. 91, кривая 4) зависит от величины Гс < ;
*с
5) гофры тороидальной формы (см. рис. 90, д)
JL____EqHq
С ~ 18,656с ’
(138)
где
0 1;
Ос
6) гофры прямоугольные (см. рис. 90, е) и в виде спрямленной
волны (см. рис. 90, ж)
йс = 0,102^4^-с^-, (139)
С gcloc Ъ
136
где поправочный коэффициент /?с зависит от отношений qjgc и
___gc
1.975//-сйс ’
7) сварные сильфоны (см. рис. 90, з)
Лс = 0,785^^. (140)
gcloc
В. Н. Кокичев указывает, что отклонение жесткости сильфона
от номинального значения вследствие технологических погреш-
ностей при его изготовлении может достигать ±40% [14].
Жесткость цилиндрической пружины чаще всего значительно
меньше жесткости сильфона; ее можно определить по формуле
1.27спр
^"пр ’
(141)
где Рпр — средний диаметр пружины, см; ппр — число рабочих
витков пружины; спр — коэффициент, зависящий от формы и
размеров поперечного сечения витка пружины.
Наиболее распространены витки круглого сечения диамет-
ром da-np и прямоугольного (ОпР и Ьпр).
В случае круглого сечения витка

И*
unpgB. пр
8^пр"пр
(141а)
где Gnp — модуль сдвига материала пружины, кгс/см2.
В случае прямоугольного сечения
-ЛГпрп ’ (141б)
^пр^прлпр
где Ьпр — наименьшая сторона пря-
моугольника, см; S„p — вспомога-
тельный коэффициент, зависящий от
отношения сторон прямоугольника
(рис. 92).
•'Пр
Вследствие технологических пог-
решностей при изготовлении пружи-
ны, а также нестабильной величины
модуля сдвига 0пр жесткость пружи-
ны, аналогично жесткости сильфона,
может иметь существенные отклоне-
ния от номинального значения.
В ряде конструкций торцовых
герметизирующих устройств исполь-
Рис. 92. ПоиравочиыА коэффици-
ент в формуле для расчета жест-
кости цилиндрической пружины с
прямоугольным сечением витка
(“npftnp)
137
зуют тарельчатые пружины, имеющие небольшие осевые раз-
меры при большом усилии Ру. пр. В этом случае для пружин
из углеродистых рессорных сталей с твердостью HRC 15—50
усилие Ру пр может быть рассчитано по зависимостям, приведен-
ным в работе [46]. Анализ данных зависимостей показывает, что
усилие Ру. „р для таких пружин можно рассчитать по следующим
упрощенным формулам, которые дают результат, отличающийся
от рассчитанного в соответствии с рекомендациями работы [46]
не более чем на 5%:
для 1,2 ^2.6
^пр. х
АД/Z 2РПр. 1 __ I \
°пр а»пр I ^5--' /
23100 J Л
р'\"о7Т)
А/пр) (2Лпр — Л/пр) -|- 26пР]’> (142а)
и для 2,6 < ппр~1 5
Ь'ир. g
Ру. пр ~ 60000 ^^-nE[(/i1Ip- Л/пр)(2/111р- Л/пр) + 26пР], (1426)
41 р 1
где 6пр — толщина стенки пружины, мм; Л,|р — глубина тарелки
пружины, мм; Dnp. i и £>пр,«— соответственно наружный и
внутренний диаметры пружины, мм.
Усилие Р1р складывается из усилий, препятствующих переме-
щению в осевом направлении кольца торцового герметизирующего
устройства. К ним относятся трудно поддающиеся расчету уси-
лия такие, как усилия трения в поводках (см. рис. 89), в зоне кон-
такта кольца 2 с обоймой 3 при выполнении их сопряжения по ша-
ровой поверхности, в зоне контакта обоймы 3 с корпусом 7 и со
вспомогательным уплотнением, а также в зоне контакта подвиж-
ных в осевом направлении элементов со средой в полости над и
под устройством.
Основной составляющей усилия трения Ртрявляется усилие тре-
ния между вспомогательными уплотнениями и обоймой при уста-
новке вспомогательного уплотнения в корпусе (см. рис. 89, а) или
корпусом при установке указанных уплотнений в обойме. Усилие
от трения для вспомогательных уплотнений типа сильфонов,
мембран и диафрагм (рис. 93, в, е, ж, р, т, ф) можно принять
равным нулю; для вспомогательных уплотнений типа манжет
и колец (рис. 93, а, б, г, д, э—п, с) можно оценить эмпирически.
Например, для резиновых колец круглого сечения (при обработке
ответной поверхности трения по 8-му классу шероховатости [6])
можно установить, что при атмосферном давлении для резины
с твердостью по Шору:
138
Рис. М. Конструкции вспомогательных герметизаторов торцового герметизирующего уст-
ройства
90—95
Ртр. в г ndr 0,024 dK (143а)
80—90 Ртр. в. г ndr «о.опб -4-; dK (1436)
60—75 Ртр. в. г „ ndr «0,008 4-> «к (143в)
где 4s- — относительный натяг, % (по отношению к диаметру dK
“к
сечеиия кольца).
Формулы (143а)—(143в) апробированы в пределах рекомен-
дуемого в таких случаях изменения от 0 до 25%. Зависи-
“к
мость Ртр в> г от давления среды может быть представлена в сле-
дующем виде:
^2^ = 0,06р1(0^р1<25кгс/см’) (144а)
«Г. к
И
Р;р в г = 0,215р»-6 (25 -С р. 200 кгс/см2), (1446)
где Sr к — площадь поперечного сечеиия гнезда под кольцо;
Sr,K = -^(Di-<fy, (145)
DK — наружный диаметр канавки под резиновое кольцо.
Усилие Рвя является периодической силой;
Р11Н = Jco26Tcos со/, (146)
где J — момент инерции подвижного в осевом направлении кольца
типа короткого цилиндра,
7 = яу5кЛсР . (146а)
со — угловая скорость вращения; 6Т — амплитуда торцового
биения вращающегося кольца пары трения; t — время; у — удель-
ный вес материала кольца; g—ускорение; SK — площадь сече-
иия кольца;
SK = ^-(D2aPK-D2B„.K); (1466)
140
Rcp — средний радиус кольца;
п _____ ^нар. к + Вен. к
*'Ср
(146в)
4
DHap. к и Dan. к — ИЭруЖИЫЙ И ВИутреИИИЙ ДИЭМвТрЫ КОЛЬЦЭ.
Усилие Рщ определяется величиной давления рщ в зоне кон-
такта пары треиия:
°нар
2л 2
Чщ = [ J Ац (<₽. Я) Я dR dtp,
б
2
(147)
где <р — угол по периметру зоны контакта; R — переменный ра-
диус зоны контакта.
В случае, когда рщ распределено равномерно по периметру
зоны контакта и лииейио изменяется по радиусу от Pi до р2,
Л,щ = -т(^ар-^н) -'’Чр-. (148)
Одиако действительный характер распределения рщ по ра-
диусу существенно отличается от линейного (рис. 94) и зависит
от профиля герметизирующей щели, обусловленного взаимным
наклоном, шероховатостью и волнистостью контактирующих
поверхностей, биения, взаимного эксцентриситета и скорости
относительного перемещения контактирующих поверхностей,
а также от вязкости среды в зоне их контакта.
Для неподвижных идеально гладких поверхностей, образую-
щих щель постоянного сечеиия, при постоянной вязкости среды
в зоне контакта справедлив логарифмический закон изменения
давления рщ по радиусу, справедливый для гидродинамических
опорных подшипников [27 ]:
Рис. 94. Распределение давления рЦ(
в зазоре пары трения торцового
герметизатора по радиусу:
/ — линейное распределение Рщ =
0,5 (р, — р,); 2 — вогнутая эпюра
[для жидкостей большой вязкости
рщ » 0,4 (р, — р,)]; 3 — выпук-
лая эпюра для жидкостей средней
вязкости (типа воды) рщя0,58 + 0;6
(Pi — Pi): 4 — выпуклая эпюра для
жидкостей с малой вязкостью (бу-
тан; пропан; аммоний и т п.) р -х,
~0.7(р, -р.)
141
при внутреннем расположении торцового герметизирующего
устройства (рх > ps)
1П тг-
Рщ = (Pi — Ps) > п— + Ps. (149)
1п-£Щ-
Ррщ — 4 (Pl Р*)
D2 — D2
иар ^вн । пг
fl Г Uu
21"^-
инар
•и +^-Р2(^ар-^и);
(149а)
при внешнем расположении (ра > р,)
|п%Е
Pm = (Ps —Р1) Рнар- + Р1. (150)
1П^7
Ррщ — 4 (Р* Р1)
Онар-^н
21П^-
^нар
+ Dlu -|--ip1(D2ap_D^1)).
(150а)
В случае, когда одна из поверхностей вращается, формула
для расчета рщ будет иметь вид
ln-%L₽
Рщ — Р1 4----п ]0,0375р<В2 (7?нар ^ви) (Pi Pi))]
1п^
i'BH
— 0,0375ро)2 (D2a₽ — D2H), (151)
где p — плотность среды в зазоре (в щели).
В случае переменной вязкости т) среды в зазоре (в щели),
изменяющейся по гиперболическому закону от температуры,
которая предполагается линейно возрастающей от £>иар к DB„,
формула для расчета рщ будет (6 ]
Рш = 0,0375рш2 (D2 — Р2И) -j-
р, — 0,0375т2р (О2 ар — Раи)
(р^П1-РвнПв Р-"-|)Ри»Р
-(DHapn^Xn^^^1)^"-
х In
Рвн~ *)Р г
- (оварп’-ОанП,^-1)^" J
(152)
где T)j и т)х — вязкость на входе в зазор (в щель) и на выходе из
зазора (из щели).
142
А. И. Голубев при рассмотрении среды в зазоре как квазитвер-
дого тела получил следующее уравнение для расчета рщ (61:
__ ^нар ^вн Z1txq\
Рщ — Р1 —_2 _П2 ’ (153)
^нар ^ви
из которого следует, что даже в этом случае давление распреде-
ляется в радиальном направлении по закону, отличному от ли-
нейного. Тем более отличается от линейного закон распределения
давления рщ в радиальном направлении в случае изотермического
истечения газа даже через щель с параллельными стенками, для
которого А. И. Голубев приводит следующую формулу:
Рщ= УЫ-К) dD~Dd - + р"- <154>
f ^нар — ^вн
Формулы (149)—(152) автоматически учитывают через мно-
. D . D
житель In или 1п -=— влияние на распределение рщ пло-
*^вн *^иар
щади щели, изменяющейся с изменением радиуса (конфузориость
или диффузорность) даже в случае образования щели с параллель-
ными стенками. Однако в реальных конструкциях конфузориость
или диффузорность щели может быть обусловлена еще и непа-
раллельностью ее стенок, их волнистостью и другими причинами.
Для щели с гладкими стенками (без учета кривизны колец
и сил инерции при вращении) А. И. Голубев рекомендует для
практических расчетов рщ следующую зависимость:
(Pi~P2) h1____
Рнар^вн
й, ± е °"ар-Р»н
л1 ± е Р"ар2~?_
, (155)
где Л1 — величина зазора на входе жидкости в щель; 0— угол
между поверхностями, образующими щель.
В случае щели, образованной гладкой и волнистой поверх-
ностями с одинаковыми волнами, обусловливающими плавное
изменение толщины слоя жидкости, усилие определяется
(при условии непрерывности слоя жидкости в щели) одной гидро-
статической силой от действия перепада давлений на входе в щель
и выходе из нее. При условии же нарушения сплошности слоя
жидкости в щели (вследствие кавитации в расширяющихся уча-
стках зазора) величина гидродинамической силы может быть
рассчитана по формуле
РрЯ = T)(Ot (-5!-----\ X
X [d2..p-d:.-(d2.p + d,„) initl °i“ , (156)
L и 1 Ь»вн J |п ь>нар
143
Рнс. 95. Зависимость пленки жидкости в зазоре пары
трення торцового герметизатора от коэффициента
нагруженностн Pa/Pj—Ра и размера зазора h по дан-
ным Майера (Д — область пленки жидкости без дав-
ления щели)
где i — число одинаковых волн на по-
верхности, образующей щель; йт1п и
hmax — минимальная и максимальная
высоты щели.
Случай, когда зазор образован плос-
кой поверхностью и волнистой поверх-
ностью, наклоненной к плоской так,
что в радиальном сечении образуется
щель, сужающаяся в сторону наимень-
волнистость изменяется по периметру
шего давления, причем
поверхности по синусоидальному закону, рассмотрен в работе
[43 ]. Там же приведены предельные значения среднего по поверх-
ности контакта давления рщ при кавитации жидкости. Другие
случаи образования зазоров разобраны в работах [2, 27, 28].
Следует отметить, что эффект наличия пленки жидкости с дав-
лением в зазоре пары трения торцового герметизирующего устрой-
ства, вопреки данным Э. Майера (271, приведенным на рис. 95,
и справедливым, по-видимому, лишь в случае граничного режима
трения, экспериментально подтвержден Пэйпом [12] и для торцо-
вых герметизирующих устройств с коэффициентом нагрузки
0 1, где В =--------—-----
г ’ Г п_ -- п
(157)
В случае, если на выходе герметизируемой среды из зазора
пары трения может образоваться мениск, например при неподвиж-
ных или медленно перемещающихся относительно друг друга
контактирующих поверхностях пары трения, необходимо учи-
тывать осевое усилие, возникающее вследствие действия сил
поверхностного натяжения.
Среднее давление ср в зазоре и осевое усилие от него
можно подсчитать по следующим формулам [27, 36]:
рщ,с₽ = ^. (158)
гДе °н и — коэффициент поверхностного натяжения; йср — сред-
няя высота щели (зазора);
рр^ = 4 CPU - О™) 4г2- (158а)
Однако, по мнению А. И. Голубева [6, 27 ], этот случай мало-
вероятен для торцовых герметизирующих устройств в связи
с достаточно большими скоростями относительного движения
колец пары трения, их вибрацией, неравномерностью высоты
144
щели, смачиваемостью средой поверхности колец, растеканием
и разбрызгиванием среды.
Таким образом, по приведенным выше зависимостям ра и Р
можно рассчитать на стадии проектирования торцового гермети-
зирующего устройства или в процессе его эксплуатации.
Например, для оценки величины ра и Р в случае линейного
характера эпюры давления рщ, одинакового для каждого радиаль-
ного сечения по периметру зоны контакта (без учета сил инерции
при избыточном давлении не выше 25 ат и атмосферном р2
в полости за уплотнением), можно воспользоваться следующими
формулами для торцовых герметизирующих устройств со вспомо-
гательным уплотнением:
1) в виде резинового кольца при внутреннем расположении
в среде (рх > р2)
Р = /гпр Д/пр ± с„ A ndT ± 0,06 -J- (D2 — d2) (pi — Р2) —
(Pl Рг) (Онар И- ОнарОвн Dbh 3dr)', (159 в)
при внешнем расположении относительно среды (р2 >р0
Р = *пр Д/Пр ± £ xdr ± 0,06 ± (D2K — d2) (р, — Р1) —
— ~ (Р’ — Pl) (D?.ap I- DH.npDBII Dbh — 3d'2), (1596)
где с„—коэффициент из формул (163а)—(163в), зависящий от
твердости резины кольца;
2) в виде сильфона, изображенного на рис. 89, б (6 ],
Р = Д^с ^пр А/Пр Н—[J' Pl DH6p -|- DHapDBH -I- DBH
-4-(d2 + d?)] (160)
(при выводе формулы каждый гофр сильфона приближенно счи-
тали двухопорной балкой, нагруженной распределенной нагруз-
кой pi, р2 принимали равным нулю).
§ 2. ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ РАБОТЫ
ТОРЦОВОГО ГЕРМЕТИЗАТОРА
Тепловой режим при работе торцового герметиз а тор а характери-
зуется температурой его элементов: главным образом полем
температур в паре трения и температурой среды, окружающей
его элементы. Тепловой режим очень влияет на процессы, опре-
деляющие работоспособность, долговечность и надежность торцо-
Ю Г. А. Голубев н др 145
вого герметизирующего устройства [18]. К таким процессам
относятся следующие:
1) изнашивание пары трения и процессы в зоне контакта,
влияние на которые теплового режима связано с температурными
деформациями и терморастрескиванием контактирующих по-
верхностей, изменением взаимного внедрения, свойств материала
колец пары трения, а также с изменениями в промежуточной
пленке (увеличение толщины пленки вследствие термогидродина-
мического эффекта или разрушение ее вследствие испарения и
десорбции, окисление дисульфида молибдена, адсорбция газов на
поверхности, нагар, загорание, выпадение осадков, коксова-
ние и т. п.);
2) процессы в кольцах пары трения, влияние на которые
теплового режима связано с температурными деформациями колец
и изменением прочности, стойкости в герметизируемой среде
и теплофизических характеристик материала колец;
3) процессы во вспомогательном уплотнении, влияние на
которые теплового режима связано с изменением прочностных
и усталостных характеристик материала уплотнений, а также
динамических характеристик уплотнения и стойкости в герме-
тизируемой среде.
На тепловыделение и теплоотвод влияют разнообразные фак-
торы: режим трения и коэффициент трения пары, конструкция
деталей, свойства материалов пары трения (теплопроводность,
модуль упругости, коэффициент линейного расширения и т. п.),
шероховатость рабочих поверхностей пары трения, определяющая
дискретность контакта и температуру вспышки, скорость сколь-
жения и давление на контакте пары трения, температура среды,
смазка контактирующих поверхностей (18 ], а также такой важный
фактор, особенно при высоких скоростях вращения, как трение
вращающихся деталей о жидкость [18, 20].
Полное количество теплоты, генерирующейся в единицу вре-
мени в узле с торцовым герметизирующим устройством, склады-
вается в основном из теплоты, генерирующейся: а) в парах тре-
ния Qz; б) при трении вращающихся деталей о контактирующую
с ними среду QBp.
Теплоотвод из узла с торцовым герметизирующим устройством
обычно осуществляется: а) потоком G герметизируемой охлаж-
дающей среды (количество теплоты Qe); б) утечкой qz среды
(количество теплоты Q?); в) в массу корпуса и вала агрегата
(количество теплоты QK в).
Отвод теплоты через корпус и вал по сравнению с другими
способами теплоотвода для торцовых герметизирующих устройств,
работающих с потоком герметизируемой среды в полости перед
ним, обычно пренебрежимо мал, поэтому уравнение теплового
баланса будет иметь вид
Qg + Qq Qep + Qz-
(161)
146
В левой части уравнения указано количество теплоты, отводи-
мой в единицу времени из узла, а в правой части — количество
теплоты, генерирующейся в узле в единицу времени.
Количество теплоты Qg может быть выражено через параметры
герметизируемой среды:
(?е==ОсжД©ж, (162)
где G — массовый расход среды в единицу времени через узел;
Д0ж — разогрев среды *от начальной температуры f>H на входе
до конечной температуры #ж на выходе из узла; сж — средняя
удельная теплоемкость среды в интервале температур от Фн
До
Количество теплоты Qq складывается из: 1) теплоты Q?k,
затрачиваемой в единицу времени в зоне контакта пары трения
на разогрев массы qT. г среды (утечки через зону контакта) в пре-
деле до контактной температуры или до температуры насыщения
(кипения) среды в зоне контакта, на частичное или полное превра-
щение ее в пар и разогрев образующегося пара до контактной
температуры;
2) теплоты Q9£, затрачиваемой в единицу времени в полости
за торцовым герметизатором (в дренажной полости с низким дав-
лением) на аналогичные процессы нагрева до соответствующей
температуры поверхности колец пары трения и до парообразова-
ния утечки qz через торцовое уплотнение, представляющей
сумму утечки qr г через пару трения и утечки qP г через вспомо-
гательные уплотнения:
Qq — QqK + (163)
Стерень влияния Qq на теплоотвод из узла определяется
величиной утечки через торцовый герметизатор, температурой
поверхностей теплообмена колец пары трения со средой, началь-
ной и конечной температурами среды и ее теплофизическими
свойствами.
Количество теплоты Q£ эквивалентно мощности трения тор-
цового герметизатора Q и вспомогательного уплотнения QB. г:
Q£ = Q + Qp.r, (164)
Q = fPv, (165)
Qf. г = Ртр. Р. г«в. г» О66)
где v и vB. г — средняя относительная скорость скольжения
соответственно колец пары трения торцового герметизатора и
вспомогательного уплотнения; f—коэффициент трения пары
трения торцового герметизатора, характеризующий режим трения
и определяемый процессами в зоне контакта.
Количество теплоты Q и QB г распределяется между элемен-
тами соответствующих пар трения и воспринимается через них
в основном герметизируемой средой и утечкой через торцовое
10* 147
уплотнение. Следует отметить, что величина QB. г по сравнению
с величиной Q, как правило, пренебрежимо мала в связи с невы-
сокими ир г вследствие небольшого по амплитуде торцового
биения [6].
Количество теплоты Qup генерируется главным образом в по-
лости перед торцовым герметизатором, заполненной средой, и
частично в полости за ним, в которую попадает утечка. Это
количество теплоты также отводится соответственно герметизи-
руемой средой и утечкой. Величина Qpp зависит от скорости
вращения деталей, их конструкции и физических свойств среды
(плотность, вязкость и др.).
Рассмотренная схема теплового баланса уплотнительного узла
позволяет выявить основные факторы, влияющие на тепловой
режим торцового герметизирующего устройства. Целесообразно
объединить все факторы в четыре группы:
1 — факторы, связанные с эксплуатационным режимом торцо-
вого герметизирующего устройства;
2 — факторы, связанные с конструктивными особенностями
узла и установленного в нем торцового герметизирующего устрой-
ства;
3 — факторы, связанные со свойствами материалов пар трения;
4 — факторы, связанные с процессами в зоне контакта.
Эксплуатационный режим характеризуется двумя этапами:
предпусковым и динамическим. Условия, в которых находится
пара трения в предпусковой период, могут существенно влиять
на тепловой режим при динамическом этапе работы. Например,
предварительное контактирование под нагрузкой влияет на фор-
мирование площади фактического контакта и, следовательно,
на силу трення и тепловыделение; воздействие герметизируемой
среды, температуры, влажности, давления, облучения и других
параметров окружающей среды влияет на свойства материалов
пар трения (изменяются прочностные, теплофизические и фрик-
ционные свойства, происходят процессы старения полимерных
материалов, хладнотекучесть и т. д.), что изменяет фрикционные
характеристики пар трения н тепловыделение в них. В период
динамического этапа работы иа тепловой режим пар трения не-
посредственно влияют скорость скольжения, угловая скорость
вращения, биение и смещение контактирующих поверхностей,
давление на контакте пары трения, давление, температура и рас-
ход среды, ее свойства, условия теплоотдачи от колец пары трения
в герметизируемую среду (определяемые размерами и формой
теплоотдающих поверхностей, режимом течения среды вдоль
этих поверхностей, их шероховатостью и т. п.).
Конструктивные особенности узла и торцового герметизиру-
ющего устройства, влияющие на тепловой режим пар трения,
характеризуются геометрическими размерами пар трения (диаметр,
высота), корпуса уплотнения, уплотнительного узла, вспомога-
тельного уплотнения, конфигурацией, микро- и макрогеометрией
148
элементов пар трения и корпуса узла, шероховатостью колец
пары трения, размерами поверхностей тепловыделения и тепло-
отвода.
Основное требование к конструкции уплотнительного узла и
торцового герметизирующего устройства — обеспечение мини-
мального тепловыделения при трении и максимального теплоот-
вода от зоны контакта пар трения н из узла с торцовым гермети-
затором [18].
Процессы в зоне контакта пар трения, влияющие на режим
трення и, следовательно на тепловыделение, определяются микро-
н макрогеометрней контактирующих поверхностей и свойствами
пленок в зоне контакта пар трения. Они в большой степени зави-
сят от всех предыдущих факторов и теплового режима пары
трения. Эта взаимосвязь изучена еще недостаточно.
Многообразие факторов затрудняет установление теоретиче-
ских расчетных соотношений между ними. Однако все чаще
предпринимаются попытки расчета основных характеристик теп-
лового режима пар трення вообще и торцовых герметизаторов
в частности, а также факторов, влияющих на эти характеристики.
Степень достоверности расчетов по имеющимся теоретическим
формулам зависит прежде всего от степени соответствия натурной
конструкции и расчетной модели.
С этих позиций интересно рассмотреть применительно к тор-
цовым герметизирующим устройствам такие вопросы, как расчет
поля температур в кольцах пары трения и температуры на кон-
такте этой пары трения, расчет температуры среды, тепловыде-
ления при тренни вращающихся деталей об окружающую нх
среду н теплоотдачи от колец пары трения в эту среду.
Расчет поля температур в кольцах и температуры в зоне кон-
такта колец пары трения торцового герметизатора. В большин-
стве случаев расчетной моделью, наиболее близкой к натурной
конструкции колец пары трения торцового герметизатора [18,
20], является полый цилиндр конечной длины с граничными
условиями второго рода на рабочем торце пары трения (тепло-
выделение от трения скольжения) и граничными условиями
третьего рода на остальных поверхностях (рис. 96). В некоторых
случаях на нерабочем торце кольца соблюдаются граничные
условия четвертого рода, например при контактировании этого
торца с теплопроводным корпусом, или условия теплоизоляции —
при контактировании с теплоизолирующей прокладкой. Расчет
поля температур в кольцах пары трения в общем случае заклю-
чается в решении (при заданных краевых условиях) нелинейного
дифференциального уравнения теплопроводности, которое для
четырех мерного пространства имеет вид [23]
=--1. div (X grad#), (167)
где с — удельная изохорная теплоемкость материала кольца;
149
Рнс. 96. Расчетная модель
пары трен ня торцового гер-
метизатора:
а — упрощенная модель; б—
модель кольца пары трения в
виде симметричного цилинд-
ра конечной длины. Гранич-
ные условия для расчета по-
ля температур: / — 2-го ро-
да; // — 3-го рода
р — плотность; X — коэффициент теплопроводности; О — тем-
пература в некоторой точке кольца с координатами х, у, z; т —
координата времени.
Решение уравнения (167) в общем виде для кольца торцового
уплотнения сопряжено со значительными трудностями, так как
необходимо учитывать изменение температуры среды во времени,
различную температуру среды со стороны разных теплоотдающих
поверхностей кольца пары трения, изменение коэффициентов
теплоотдачи в среду и теплопроводности материала кольца по
его высоте в зависимости от температуры и времени.
Нестационарность дискретного фрикционного контакта пары
трения, обусловливающая сложность математического описания
фактического распределения тепловых потоков от трения по по-
верхности контакта, создает дополнительные трудности при ре-
шении уравнения (167).
Применительно к фрикционным тормозам принимают допуще-
ние, что температура на контакте пары трения складывается из
средней поверхностной температуры от равномерно распределен-
ного по номинальной поверхности контакта теплового потока
и температуры «вспышки» на фактическом пятне контакта. Такое
допущение избавляет от необходимости учитывать фактическое
распределение тепловых потоков по поверхности контакта и сво-
дит определение контактной температуры к двум задачам: 1) к опре-
делению температуры вспышки на фактическом пятне контакта
и 2) к определению средней поверхностной температуры при
условии равномерного распределения теплового потока на по-
верхности контакта.
1. Расчету температур на фактических пятнах контакта по-
священо много исследований [50, 103].
Формула при установившемся режиме работы пары трения
для пластического контакта имеет вид
_______ 4v—1
ОВсп = 97,2(1 — як 4V >(168)
где Xi и — коэффициенты теплопроводности и температуро-
проводности наиболее мягкого материала пары трения; R —
средний радиус выступов шероховатости; Лтах — максимальная
150
высота выступов шероховатостей; b, v — параметры кривой опор-
ной поверхности; Аа — номинальная площадь поверхности кон-
такта пары трения; — твердость менее твердого материала
пары трения; Р— нормальная нагрузка; /—коэффициент тре-
ния пары; v—средняя скорость скольжения пары трения;
о4 п — коэффициент распределения тепловых потоков, пред-
ставляющий отношение теплового потока в наиболее мягкий
материал пары трения ко всему тепловому потоку на поверхности
контакта.
Величину о4. п определяют по формуле
“т п~ 412 Ь я1/2Л( Ре}/2
где Х2 — коэффициент теплопроводности наиболее твердого мате-
риала; Pej — критерий Пекле;
Ре^^; (170)
dcp — средний диаметр пятна контакта, который может быть
определен по формуле Б. Н. Демкина:
°Р— v’/2 HB,Aab )
М. В. Коровчинским в результате решения задачи о распре-
делении локальных температур при трении получены формулы
для вычисления максимальной и средней температур на контакте
при различном распределении контактного давления и различных
граничных условиях на краях площадок контакта и выяснено
влияние теплоотдачи свободных поверхностей вокруг площадок
контакта на максимальную температуру трения.
Формула для приближенного расчета температуры на пласти-
ческом контакте при моделировании выступа шероховатости ша-
ром приведена в работе [44], для установившейся контактной
температуры при бесконечном числе контактов в зависимости от
продолжительности контакта — в работе [42], результаты оценки
отклонений местной температуры на выступах шероховатости
от средней поверхностной температуры—в работе [39].
При расчетах температуры вспышки большинство исследова-
телей определяют коэффициент распределения тепловых потоков—
отношение теплового потока в одно из колец пары трения ко всему
генерирующемуся на поверхности контакта тепловому потоку —
в предположении, что иа его величину не влияет теплоотдача
в окружающую среду. Для расчета коэффициента распределе-
ния тепловых потоков рекомендуются формулы Ф. Шаррона,
Д. К. Йегера, А. В. Чичинадзе и других исследователей [50, 103].
151
2. Определение средней поверхностной температуры пары
трения торцового уплотнения даже при условии равномерного
распределения теплового потока на поверхности контакта в на-
стоящее время затруднено отсутствием решения дифференциаль-
ного уравнения (167) при указанных выше граничных условиях.
Однако для большинства инженерных задач изменением коэф-
фициента теплопроводности от температуры, т. е. по окружности
и высоте колец пары трения, можно пренебречь, а в других
случаях в решения при условии X — const удается ввести попра-
вочные коэффициенты,, позволяющие учесть несоответствие рас-
четной модели и натуры.
При таком условии уравнение (167) преобразуется в следу-
ющее:
(172)
‘ дуг ‘ дгг ) '
где а — коэффициент температуропроводности материала кольца
пары трения;
»=£- (173)
Решение уравнения (172) также не является простым, но при
ряде приемлемых для торцовых герметизаторов допущений может
быть получено, например, для симметричного полого цилиндра
конечной длины при одинаковой температуре среды со стороны
всех теплоотдающих поверхностей цилиндра путем совмещения
известных решений для пластины и бесконечного цилиндра [18, 23J.
В связи с трудностью решения дифференциального уравнения
(172) для названной выше расчетной модели, некоторые исследо-
ватели упрощают задачу, используя более простую расчетную
модель колец пары трения, но достаточно далекую от натурной
конструкции торцового уплотнения.
Например, в работах [4, 13] кольцо пары трения модели-
руется стержнем (одномерная задача) с граничными условиями
второго рода на рабочем торце и третьего рода на остальных
поверхностях без учета разницы температур среды со стороны
различных поверхностей, поэтому при расчетах по соотноше-
ниям, приведенным в этих работах, может быть достигнута доста-
точная точность лишь для некоторых частных случаев, иногда
не характерных для торцовых герметизаторов.
Аналогичные недостатки имеют приближенные соотношения
для расчета средней температуры в кольцах пары трения, при-
веденные в работах [25, 50]. Коэффициент распределения тепло-
вых потоков обычно определяют из условия равенства температур
на контактной поверхности для обоих колец пары трения [13].
Уравнение (172) для колец пары трения, моделированных
цилиндром конечной длины (см. рис. 96, б) применительно к тор-
цовым герметизаторам, решено авторами при следующих приемле-
мых для этого случая допущениях:
152
1) тепловой поток на поверхности контакта пары трения рас-
пределен равномерно;
2) коэффициенты теплоотдачи в среду постоянны по высоте
колец пары трения (по оси вращения);
3) температура среды и коэффициенты теплоотдачи со стороны
внутренней и внешней поверхностей цилиндра (кольца пары
трения), а также со стороны его нерабочего торца различны по
величине.
При этих же допущениях с учетом изменения температуры
среды и теплового потока во времени, а также при условии по-
стоянства теплоемкости с и плотности р материала цилиндра
(кольца пары трения) в работах [18, 20] для неустановившегося
режима распространения тепла решено уравнение (172), которое
в цилиндрической системе координат и безразмерной форме будет
иметь вид
а«0 1 эе . 1 <за0 _ 1 эе
0/?2 ' R dR ' 5» 0Za “ 5» 0Fo ’
(174)
названные выше граничные условия второго и третьего рода и
начальное условие запишутся так:
при R = х
^- = --^-(0-9ж). (175а)
при R = 1
^- = Bi1(0—ве), (1756)
при Z = 0
# = -aT.nCKi, (175в)
при Z = 1
^=-Bi8(0-0K), (175г)
при Fo = 0 0 = 0, (175д)
где 0=±=А, (176)
VH
О — температура в точке цилиндра с координатами г и г в момент
времени т; Он — начальная температура цилиндра;
/?=^(1</?^х); (177)
153
Х = -£, (178)
Rlt Rt—внутренний и наружный радиусы цилиндра;
£ = (179)
Н — длина цилиндра;
Z~(O^Z^1); (180)
Fo=-^-(0^Fo^l); (181)
(182)
Big = -^2-; (183)
Л
Bi3 = -^-, (184)
Bi — критерии Био; оь о2, о8—коэффициенты теплоотдачи
поверхностей цилиндра в среду соответственно радиусов Ru
Ri и/горца г = Я; X—коэффициент теплопроводности мате-
риала цилиндра;
0ж=«ж^.; (185)
ес= ; (186)
6К= ; (187)
0ж, #с. — температура среды со стороны теплоотдающих
поверхностей цилиндра соответственно радиусов #2н Rt н торца
z = Н, являющаяся функцией времени (числа Фурье);
К1 = 4£; (188)
Ki — критерий Кирпичева, являющийся функцией времени (числа
Фурье); qQ — удельный тепловой поток на поверхности кон-
такта, переменный во времени;
?<?=£; (189)
ат. п — коэффициент распределения тепловых потоков.
154
Дифференциальное уравнение (174) решали:
1) последовательным применением конечного преобразования
Ханкеля по радиусу:
0= \&RU0(emR)dR, (190)
।
где 0 — изображение функции 0;
^0 (emR) — ^0 (em) + J1 (em) j (em/?) —
^о(Ст)т'^’^1(Ет)]^о(Ет^)' (’91)
J 0, Ji — функции Бесселя первого рода порядка 0 и 1; Уо, У\ —
функции Бесселя второго рода порядка 0 и 1; ет — корень транс-
цендентного характеристического уравнения:
Bi А (етХ) = ЕтХ^1 (®тХ)» (192)
Ц) (ernX) = [ Jo (ет) + "вц" Jl (ет) j Уд (етХ)
- [ Уо (М + У1 (ет) ] Jo (ЗДО. (193)
^МетХ)= ро(8т)+ ^-Л(8т)] Л(втХ) —
-[^(emj + ^rue,)] Л(етх).’ (194)
2) интегральным преобразованием Лапласа по координате
времени:
15= J Oe~ftFodFo, (195)
oJ
где 0 — изображение функции 0; k — оператор Лапласа.
Полученное уравнение в безразмерной форме имеет вид:
0' = ат ПК1ЖК1 -(- 6Сж^4 + ®кж^з — ат. пФ1 — ^2 + —Фз» (196)
где 0' = _±^*_; (197)
(188)
Л"ж
0сж = А^-; (199)
155
n _____ <>K--Фж .
КЖ --- А >
”ж
(200)
= (Mi,
1 A ^mGmW~ ’ (2°2)
mssoo
К — * __Big ch [&emZ]) Uo (BmR) .
* Я Zj V Gm / Wm ’
m=l '
BigKjn ch (^B/nZ) Uo (BmR) _
GtnWm ’
(204)
/И=оо n=co
фх — 4g V' (em#) V' (Sn — Big) cos gnZ *
“•4 Wm ЛшЛ %тп$п
m=i n=l
Fo -1
0
(205)
П=ао Ддоо
ф——Pi V uo^mR) V’(£em)»cosg„Z
n Ь>з 2j Wm L Q„cosg„ X
m=l n=l
Fo
0сж (0) e-5wiF° + J e~lmn (Fo-Fo) dFo
о
m=oo
<Z>3 = 4Bi3 V ЕЮп{/,(ет^)
ляш m
m=l
nsoo о
SHn cos n„Z
SnwSn COS цп
n=l
(206)
Fo
x 9кж(0)е тпР° +
0
-W<Fo-Foi
e dFo ;
(207)
Ф<=4В3£
o»m
VmU« (fynR) V» cos UnZ
~~ ^m L S^T X
n«l
x 0иж(О)е W°
Fo -i
J^e-U<F°-Fo)dFo .
о
(208)
156
9
Vm = BitU0(en,X) + ~; (209)
W'm = (emX)2 {U20 (EmX) [ 1 + )* ] -
Ш‘[>+(Ш
(210)
G,„ = Bis ch (£еш) + £em sh (£e,„); (211)
U.= H2n + KM2> (212)
• Sn = B13 -J- B13 |xn, (213)
|i„ — корень трансцендентного характеристического уравнения;
Mgl4 = Bi3. (214)
sh, ch — гиперболические функции, К1ж (0), 0(Ж (0), 0кж (0),
0„ж (0) — значения функций К1ж, 0СЖ, ®кж> 0нж в начальный мо-
мент времени (Fo = 0).
Коэффициент распределения тепловых потоков ат в фор-
муле (196) можно определить из условия равенства температуры
на поверхности контакта вращающегося и неподвижного колец
пары трения: 0оВр = бон •
Если от поверхности контакта пары трения через неподвижное
кольцо отводится часть теплового потока arn4Q> то через враща-
ющееся кольцо будет отводиться часть, равная (1 — агп) qQ.
Записывая уравнения (196) для температуры на поверхности
контакта (Z = 0) вращающегося и неподвижного колец, при-
равнивая их и решая относительно ат„, а также учитывая, что
внутренние и наружные поверхности вращающегося и неподвиж-
ного колец пары трения омываются средой с температурой йс
и Ож, а начальная температура обоих колец одинакова, получим
Юж BpKpiBp "l- 0сж (Кррвр — Кран) + 0кж вр^рзвр — 0кж н^рзн
тп К1ЖнКрц| 4" Кж врКтвр — Фр1н — Фрир
__ Фр1вр + Фравр + Фрзвр — Фран — Фран . _ . _
К!жиЛр1Н + К1ж BP^PIBP-----------------------Фр1Н-Фр1Вр’
। К1жнКр1н — 0с ж (^ррвр — Кран) — 0кж вр^Сравр — 0кж нЛррн
тп К1жнКрщ + Юж вр^р1вр — Фран — Фравр
__ Фран — Фравр — Фравр + Фран + Фрзн .
К!ЖнЛр1Н + К1ж BpKpiBp -Фр1Н-Фр1вр ’
где индекс 0 обозначает условие Z = 0, индекс вр указывает на
принадлежность параметра с этим индексом вращающемуся
кольцу, а индекс н — неподвижному.
157
В соответствии с вышеизложенным уравнение (196) для вра-
щающегося кольца торцового уплотнения примет вид
Оар == (1 ®тп) (К1ж apKlap Ф1вр) “Ь
+ ^сж^Зар "F ®кж^3вр — ^2Bp ^3tp + Фзвр’ (216а)
а для неподвижного кольца
Он := ®тп (К!жнК1н Ф1п) И- ®сж Кгн 4“
+ ®„ж^3н Фзн Фзн 4“ ^н- (2166)
В большинстве торцовых уплотнений начальная температура
среды равна начальной температуре колец, поэтому 0СЖ (0) =
— 0кж (0) = 0нж (0), что несколько упрощает выражения Ф2,
Ф3 и Ф4.
Кроме того, практически во всех нагруженных торцовых
уплотнениях с внутренним расположением относительно герме-
тизируемой среды, имеющей температуру #ж, поверхности наруж-
ного радиуса колец пары трения и их свободные торцы (Z = 1)
омываются одной средой, т. е. 0К = 9Ж и ®кж = 0. В нагружен-
ных торцовых уплотнениях с внешним расположением относи-
тельно герметизируемой среды, имеющей температуру #с, по-
верхности внутреннего радиуса колец и их свободные торцы
(Z = 1) также омываются одной средой, т. е. в этом случае 0С =
= 0К и 0КЖ = 0СЖ. Поэтому для нагруженных торцовых уплот-
нений с внутренним расположением пары трения относительно
герметизируемой среды с температурой #ж, уравнения (216а)
и (2166) с учетом уравнений (215) и (215а) будут иметь вид для
кольца:
неподвижного
д' __ К1ж арК01вр t 0сж (Когвр — ^огн) — ^oiap — Фоаар i Фогн
Н К1Ж|Л01н * К1жар^о1вр—Ф<ин— Ф«1вр
х (К1жнК1н Ф1Н) + ®сжК2н (217а)
вращающегося
£.•_К1ЖчКв1ц — 0сж (^огар— ^огн) — Фо1н "Ь Фогвр — Фоан
В₽ К1жнКвц| 4- К1ж apKgiBp — Ф»1 ар Фо1н
х (К1Ж вр^1вр Ф1ар) + ®сж^2вр— Фзар “I" Ф«ар- (2176)
Для нагруженных торцовых уплотнений с внешним распо-
ложением относительно герметизируемой среды и температурой Фс,
уравнения (216а) и (2166) с учетом уравнений (215) и (215а) будут
иметь вид для кольца:
неподвижного
/ Юж арКщар + 0сж (Kojap — К05н) — Фо1ар — Фоаар b Фоан
Vh == v-IZ —------7?-----7Z----- X
K1>khAqih + К1ж арА01вр — Фф1н — Фо1ьр
Х(К!ЖНК1Н— Ф,н) -(“^сж^Зн-Фзн (218а)
158
Ф5вр + Ф4Вр. (2186)
(BmX) Uo (tmR)
IF™
** т
X I
(219)
О (tmR) cos pnZ
WinSn cos

вращающегося
g' _ К1ж>|Кв11| — 0сж (^05вр — ^osh)—Фо1н >' ^osap — Фоб»
ВР К1жнКо1н 10ж op^oiap — Фо1н — Ф<нар
X (К!ж ap^lap Ф1ар) + ®сж^8вр"
где
т=х>
К5 = Кз + К3= 1—2 2 ——
т=1
__Bia ch (£ет^)
G
и с учетом того, что 0сж (0) = 0:
т—со п=со
Ф5 = Ф, + Ф3 = 4В13£ 2
т=1 п=1 '
Fo
x[4-+BiA(srft)^]J-^-e
О
Приведенные выше уравнения показывают, что основными
определяющими параметрами, от которых зависит температура
в фрикционной точке пары трения с координатами R и Z, являются
следующие: критерий Био вращающегося и неподвижного колец
(Bilf Bi а и Bi3), критерий Кирпичева (К1Ж), безразмерная тем-
пература 0СЖ, геометрические характеристики колец (% и £)
и число Фурье (Fo).
Зависимость температурного поля от К1ж и 0СЖ является
линейной, а зависимость его от критериев Био, геометрических
характеристик и координат проявляется через величины Klt Kt,
&Ц Ф«» Фз> Ф<*
Зависимость температурного поля от числа Фурье проявляется
главным образом в виде множителя е 6m'»Fo и, следовательно,
в соответствии с выражением (212) зависит от величины $ и кор-
ней ет и р,„, определяемых из уравнений (192) и (214), т. е., кроме
того, зависит от х и критериев Bin Bi, и Bi3, вращающегося
и неподвижного колец пары трения.
При величине e-6mFo = 1, что соответствует начальному
условию Fo = 0, величина 0' = 0нж, следовательно, первое,
второе и третье слагаемые уравнения (196) равны соответственно
четвертому, пятому и шестому слагаемым. С ростом числа Fo
четвертое, пятое, шестое и седьмое слагаемые уменьшаются
пропорционально величине стремясь в пределе к нулю.
При некоторой величине произведения BmzlFo и прочих равных
159
условиях абсолютная величина этих слагаемых по сравнению
с величиной первых трех становится пренебрежимо малой. Напри-
мер, при |mnFo = 4,6 их величина составит —1% величины
первых трех слагаемых, поскольку е-416 <==<0,01.
Таким образом, при этом условии в кольце пары трения прак-
тически наступит установившийся тепловой режим.
Преобразуем выражение |m„Fo с учетом обозначений (212),
(181) и (179):
UF6=m*(221)
° 1
Если SmnFo «а 4,6, то
(222)
где тусг — продолжительность неустановившегося режима.
В случае высокоскоростных торцовых уплотнений (ц 5г 40 м/с)
обычно достигаются высокие значения критериев Вц, Bi2, Bi3,
при которых эти критерии слабо влияют на величину корней ет
и р„. Кроме того, для торцовых уплотнений величина х> как
правило, не превышает 1,2. Поэтому для высокоскоростных тор-
цовых уплотнений характерны большие значения корней ет и
щ: Нл > Hi > 1.5 (при Bis > 25) и em 5s Bj > 18 (при Вц 5»
5s 200, Bi8 5s 200 и % =$ 1,2).
Таким образом, продолжительность неустановившегося тепло-
вого режима высокоскоростных торцовых уплотнений больше
для тех уплотнений, у которых больше радиальные и осевые
размеры колец пары трения (/?, и Н) и меньше коэффициент
температуропроводности а.
На рис. 97 представлены расчетные и экспериментальные
данные по продолжительности неустановившегося теплового ре-
жима в невращающемся кольце из материала АМИП-ЗОМ торцо-
вого уплотнения, рабо-
тающего на воде при
v 40 м/с. Торцовое
уплотнение имеет дос-
таточно большие габа-
Рис. 97. Изменение температуры
в невращающемсп кольце нз
АМИП-ЗОМ торцового гермети-
затора при работе на воде со
скоростью 40 м/с (/? = 0.6 (у +
+ 1); R, — 0,047 м; J = 0,213;
% = 1,085; Bi, = 1047; Bl. =
— 1294; Bi, я 0; о— 0,173.10-’
м’/с)
------------------- расчет-
ные данные;--------эк-
спериментальные данные
риты и низкий коэффициент температуропроводности. Даже в
этих условиях продолжительность неустановившегося режима не
превышает 30—40 с, что существенно меньше заданного ресурса
работы уплотнения. Поэтому в дальнейшем будем рассматривать
установившийся режим работы торцового уплотнения.
В этом случае расчетные уравнения (217) и (218) примут вид:
1) для нагруженных торцовых уплотнений с внутренним
расположением для кольца:
неподвижного
д' _ Юж bp^oibp _1 беж (Логвр — Л#»н) iz; jz i о jz .
Н - К1жн*01И + ЮжврК01вр К’*нЛ,н +
(223а)
вращающегося
а' __ К1жнК#1н—Осж (Коввр — Кмн) v: z । д v
р — К!ж.Ло1н + Юж bpXoibp ж вр 1вр сжЛ 8вр’
2) для нагруженных торцовых уплотнений с внешним
ложением для кольца:
неподвижного
д' Юж врК(|1вр+ Осж (Kosbp—Kosh) у: JZ I Д JZ
" ” Южн*01Н 1- Юж врК01вр К1*"А1Н + «сжЛбн.
(2236)
распо-
(224а)
вращающегося
п' __ к 1жнКщн — беж К(цвр — К(ЦН У; /с _Д JZ
вр~ ЮжнК01н |-К1жврК01вр 1Ч,*»₽Л1-Р ”сжЛ»-Р-
(2246)
Следует отметить, что уравнения (223) и (224) идентичны
уравнениям, полученным при решении дифференциального урав-
нения для установившегося теплового режима (Fo = оо) и при-
веденным в работе [20].
Как следует из выражений (202), (203), (204) и (219), вели-
чины Ki, К3, Kt = Кз + Кз представляют собой суммы
бесконечных рядов, слагаемые которых являются алгебраиче-
скими комбинациями функций Бесселя и гиперболических функ-
ций. Поэтому непосредственный анализ зависимости от их кри-
териев Bilf Bi, и Bis н геометрических характеристик кольца
пары трения £ и %, а также анализ их изменения по координатам
R и Z затруднен.
Для облегчения такого анализа были составлены две про-
граммы для вычисления К,, К, и К3 на ЭВМ М-20 при различных
значениях определяющих параметров н координат. Одна про-
грамма позволяла вычислять Klt К, и К3 при предельных зна-
чениях критерия Bis (0 и оо), другая — при промежуточных
значениях критерия Bis.
При вычислениях по этим программам число слагаемых рядов
ограничивалось условием, что последний член каждого ряда не
превышает 1 % суммы предыдущих членов этого ряда, а точность
11 Г. Л. Голубев н др. 161
вычисления всех величин ограничивалась шестью знаками после
запятой.
Результаты расчетов К и Kt и К3, а также значения первых
50 корней ет трансцендентного характеристического уравнения
(192) печатались ЭВМ М-20 в виде таблиц.
Уровни значимости определяющих параметров при расчетах
Ki, Kt и Кз на ЭВМ М-20, а также при экспериментах по про-
верке уравнений приведены в табл. 10.
Таблица 10
Уровни значимости определяющих параметров
Определяю- щие параметры Расчет па ЭВМ М-20 Эксперимен- ты Определяю- щие параметры Расчет па ЭВМ М-20 Эксперимен- ты
Bit 0,001—3000 17,2—1612 1,04—1,4 1,085
Bh 0,001—3000 20,3—2065 0,05—1,0 0,213—0,256
Bi3 0—оо 0—152
Анализ с помощью ЭВМ М-20 зависимости К и Кг и Кз от
определяющих параметров и координат позволяет получить упро-
щенные формулы для расчета установившейся температуры
в кольцах пары трения торцового уплотнения, по которым можно
с достаточной точностью производить расчеты без применения
сложной вычислительной аппаратуры.
В качестве примера приведем упрощенные формулы для Ki
и Кз, справедливые при следующих условиях, приемлемых для
большинства торцовых герметизаторов: ВЦ 10; Bi2 5» 10; Bis =
= 0+оо; X = 1.04-5- 1,20; 0,05; 0 =+ Z *+ 0,5; R = 0,5х
х (X + О-
* ~ ( BI,+♦.+*•) %
(225а)
(2256)
где
Ч>! = 0,3621 — 3,6 (X — 1.1174)*
В12 + 32,26 + 7060 (х—1,0911)» .
В1а + 13,64 — 4620(х— 1,0877)» ’
,н — 4 4 1’6|3~ X В1а+1.82 - 3620(х-1,0827)» .
Y2 х _ 0,965 В1а + 9,74 — 3870 (х — 1,0725)» ’
вЬ — 0 47 /v — П Bia - 23,31+9120 (X-1,1139)».
—IX ЧВ12+ 15,12 + 6590 (х— 1,1084)»’
= 0,1527 X + 2.23 В1а-12,304 + 2888 (х-1,1026)» .
1,0005 ““ %
R1 9446 X— 1.0234
В12- 23,36-*—^-
162
Bi 24 6 X-1’0574
' 1,581-%
ih = 0 fi4 X ! 0.529
T5 ’ %— 1.0005 Bi, (-9.99 - 1480(x— 1,136)’ ’
Bi, + l6>4
фв = (0,616 — 0,1164%) Bjj^ 7,86 +2172(x—1,1303)» ’
<Pi — BijSh [C?i (1 — Z)] + fo ch (1 — Z)];
(p, = Bi,chfo + fo shfo;
q>8 = Bi8ch(foZ);
8j—первый корень трансцендентного уравнения (192), который
может быть приближенно определен по уравнению
77*517 + 4* +'*’9 + (х~1)(в17+Ч1+’•’*«)’ (226)
где
4, = (1,016-4- 1,108) 10”’(Bi,—756)’; ф» = 54,16 иЙ >
Dig ЮГ V
ф» = 3,71 • 10'8(Bi, —767)’ —0,01497; ф10 = 0,896 ?
Dig ”Т“ (W
,h _ r von Bi, + 183,4 . n Bi,-0,93
ip11 = — 6,792 ^ = 0'316 Bi,-4,06-
При использовании приближенных формул для практических
расчетов необходимо учитывать следующую особенность. При по-
явлении после подстановки значений % или наличии в дробях
с критерием Bi, или Bi, отрицательных коэффициентов, напри-
меР Bi — b = или Bi —d ’ Ф°РМУЛЫ можно использовать лишь
при таких значениях Bi, или Bi„ при которых разность между
Bi, или Bi, и соответствующим коэффициентом составляет ие
менее 5 по абсолютной величине, т. е. | Bi,— Ь| $5 5, |Bi,—
— d| 5, 1 Bi, — с| 5s 5, и знаки в числителе и знаменателе
дроби одинаковые, т. е. если —g < 0 или Bi, — с < 0, то должно
быть Bi! — b <0 или Bi,— d < 0, а если—g > 0 или Bi,—с>
> 0, то должно быть Bi! — b >0 или Bi, — d >0 соответ-
ственно.
Значения К. % и — при промежуточных значениях кри-
ei
тер и ев Bi, и Bi, могут быть определены интерполяцией.
Расчеты по приближенным формулам (225а), (2256) и (226)
показывают, что в приведенном диапазоне определяющих пара-
метров и координат расхождение в значениях Ki и Д’,, вычислен-
ных по упрощенным формулам, по сравнению с их значениями,
вычисленными по точным формулам (202) и (203), ие превышает 5%.
II* 163
В случае больших значений критериев Bi (^200-ь300), ха-
рактерных для высокоскоростных торцовых уплотнений, формулы
(225а), (2256) и (226) могут быть существенно упрощены:
<227>
Kt
0,37 (х-1)
3,3g (1 -Z)
х-1.03
• 3,3$ , 3.3$ . 3,3$
х —1,03 г X — 1.03 X—1.03
(228а)
Kt ^0,1164 (5,28 — X) 1
Ri rh _W_
B,»ch x —1,03
u 3,3$ , 3,3$ ,
B,3ch x —1,03 + X— 1.03 sh
3,3$
X-1.03J
(2286)
3
Если $ 0,8 (x—1,03), то величина - __j~ 2,65 и
. 3.3$ , 3.3 . ,0/40 iz
ch у--] q3 «sh Yz-j-gg (разница не превышает 1 %). Значения /(01
и Kos, входящих в формулы (223) и (224), в этом случае могут
быть рассчитаны по следующим формулам, получающимся из
выражений (228а) и (2286) при Z = 0:
/(„,«0,1164 (5,28 —х)
/Со1^0,37(х— 1),
_________Bi,
(“'+T^iW)sh
3,3$
х-1.03
(229а)
(2296)
При изменении Bi3 от 0 до оо величина Кю будет изменяться
от значения 0,1164 (5,28—х) Д° значения 0,93*0,1164 (5,28— х)«
т. е. не больше, чем на 7%. Поэтому можно пользоваться взамен
формулы (2296) следующей формулой:
/(„,«0,11(5,28 — х), (229в)
т. е. при
X = 1,04 -ь 1,2 /(„,« 0,47 ч-0,49 « 0,5. (229г)
Исходные предпосылки, принятые при выводе расчетных
уравнений для температурного поля, подразумевают условие, что
внутренние и наружные диаметры вращающегося и неподвижного
колец пары трения торцового уплотнения равны, т. е. Хн — ХвР-
Поэтому из формул (229а) и (229в) следует, что /(01Вр = Koi
Ло»вр^= Казн- С учетом этого, а также формулы (198) уравне-
ния (223а) и (2236) для нагруженного высокоскоростного торцо-
вого уплотнения с внутренним расположением относительно
герметизируемой среды примут вид для кольца:
неподвижного
Он — KisKlH -|- 6сж/(2н ,
(230а)
164
вращающегося
Овр — KizKisp -f* ^сжХгвр,
(2306)
где
Ki —
Е (^В,Т + ^11) в;
Я1И и — значения функций Ki н К2 при £ и Z неподвиж-
ного кольца, а/С1лри /С,вр— при £ и Z вращающегося кольца:
Bi sh 4. 3-% ch 3'3E('-Z)
*i~0,37(X — 1) —-------*~1,03 з/~Х1,03 ЗЗГ~— ; <232a)
D. , 3,3$Z
3.3$ >
/(, = 0,1164(5,28 — %) 1
3.3$ •
X —1.03
(231)
(2326)
L Х—1,03
fPv
Учитывая, что qQ 8,43 , где fP — средняя сила трения
на контакте пары, кгс; v — средняя скорость скольжения иа
контакте пары трения, м/с;
(о—угловая скорость вращения вала, 1/с; Аа—номинальная
площадь поверхности контакта пары трения, м2:
Л=«/?1(х2- 1).
запишем уравнение (230) в размерных величинах:
3,3$ (1-Z) , 3,3$ 3,3$ (1-Z)
B,’sh х—1,03 ~гх —1,03 " х—1,03 .
/Р, , 3,3$ \.и 3,3$
\в’з+ х—1,03 / h х—1,03
Г , 3,3$Z 1
Buch---- , АО-
3 х—1,03
3,3$ _______
х—1,03 х— 1ДЗ
0,5fPio
+ ^вр
+ (Ос—вж) о, 1164 (5,28 — х)
3.-Х
(233)
где Хн и XFp — соответственно коэффициенты теплопроводности
неподвижного и вращающегося колец пары трения, ккал/(м-ч *ОС).
Температуру иа среднем радиусе поверхности контакта прн
указанных выше условиях можно рассчитывать по следующей
165
a — по радиусу при г » 0; б - по оси ив среднем радиусе; ——— — расчетные дан-
ные
приближенной формуле, полученной нз формулы (233) при Z = 0
с учетом условия (229г):
<234>
При расчетах по формулам (227)—(234) получается завышен-
ный результат на ~20% по сравнению с расчетом по формулам
(223а) и (2236). Поэтому формулы (227)—(234) можно использо-
вать для практических прикидочных расчетов максимальной
температуры на контакте пары трения высокоскоростного торцо-
вого герметизатора (о 40 м/с).
На рис. 98—102 приведены в сравнении с экспериментальными
данными [18] результаты расчета поля температур в кольцах
пары трения торцового герметизатора со следующими пара-
метрами: герметизируемая среда—вода; Rj = 0,047 м; % =
= 1,085; $ = 0,213 (для кольца из углеситалла $ = 0,256);
вращающееся кольцо — из стеллита ВЗК, невращающееся
кольцо — из АМИП-ЗОМ и углеситалла. Значения других пара-
метров приведены в табл. 11.
Сравнение показывает удовлетворительное совпадение расчет-
ных и экспериментальных данных.
Таким образом, для расчета поля температур в кольцах пары
трения торцового герметизатора и температуры на контакте пары
трения необходимо иметь значения коэффициентов теплоотдачи
от поверхностей теплообмена в окружающую их среду, темпера-
туры среды и теплового потока на поверхности контакта Q =
= fPv.
Расчет температуры среды. Температура среды Фс в большин-
стве случаев близка к температуре кипения [17], поскольку
величина утечки через торцовый герметизатор мала и для ее
166
Значения Параметров при расчете поля температур
в кольцах пары трении торцового герметизатора
Таблица //
Эксплуатационные
условия
X при усред-
ненных зна-
чениях тем-
пературы О
в кольце
Пара трения
торцового
уплотнения
Углеситалл (невращающееся кольцо) по стел- литу взк (вращающееся кольцо) -20 -40 -816 -40 30 (40)
ЛМИП 30M (невращающееся кольцо) по стел- литу взк (вращающееся кольцо) -40 -60 -816 -1224 -40 100 (210)
-100
-60 -100 -60
-60 -1633 -80
-100 -60
-2040 -100
-100
13.0 17,2
(11,4) (359)
В|, В|,
20,3
(355)
0
(87,5)
0,225 (14,1) 1047/(348) 1294 0
1116/(402) (353) (73)
1250/(503) 1578 0
1328/(578) (510) (102)
1394/(666) 1829 0
1480/(728) (649) (127)
1544/(769) 2065 0
1612/(885) (788) (152)
Примечание. В скобках указаны параметры для стеллита.
прогрева до температуры кипения необходимо незначительное
количество теплоты [20]. Если же величина утечки значительна,
то расчет следует производить по аналогии с расчетом Фж [16].
Преобразуя уравнение (162) с учетом (161), (164) и (165) и
пренебрегая величинами Qq н Qb. г» можем записать, что
»ж = »н+ (235)
где QBp эквивалентно мощности трения вращающихся элементов
торцового герметизатора о жидкую среду;
_ ^вр ___ AfBpW .
»Р— 427 “ 427 ’
(236)
167
Рис. 99. Распределение температуры в иевращающемся кольце из АМИП=30М при работе
по стеллиту ВЗК в торцовом герметизатора на воде при Фск = 40 м/с:
о — по радиусу при г = 0; 6 — по осн: / — Фс= 100’ С; 2 — Ос = 60’ С
Л4вр—суммарный момент трения о жидкость, кгс-м;
i=n
^пр ” ^2 (^цнл. i Л^бок. /)» (236а)
Мцил. ;И — моменты трения соответственно цилиндриче-
ской и торцовой (дисковой) поверхности i-ro вращающегося
элемента.
Рпс. 100. Распраделенне температуры в певращающемся кольце нз АМИП-ЗОМ при работе
по стеллиту ВЗК в торцовом герметизатора на воде при 0^ = 00 м/с:
а — Ио радиусу при г = 0; б — по осп| / — 100’ С; 2 — Фс = 60* С
168
по стеллиту ВЗК в торцовом герметизатора на воде при оек = 80 м/с:
а — по радпусу при г = 0. б — по осн: / — Ос = i 00® С; 2 — Фс = 60’ С
Момент трения одной стороны i-ro диска [9)
бок. <== Свок. < w1/?®, (237)
где Rt — наружный радиус i-ro диска; с^,, t — безразмерный
коэффициент момента сопротивления при вращении диска в жид-
а — по радиусу при г = 0; б — по осн: / — Фс = 100’ С: 2 — Ос = 60’ С
169
кости; рж — средняя плотность жидкости в интервале темпе-
ратур Он. #ж. кгс-с2/м’.
В случае ламинарного режима обтекания диска средой
Сбои./=3,87 Re?*5;
Rei==^^-c3.10\ (238)
Лж
где Яж — средняя кинематическая вязкость среды в интервале
температур^,,— 0ж, кгс>с2/м2.
В случае турбулентного режима обтекания диска (Re, =
= 9 • 10*+3,3 • 10*)
Сбок., = 0,982 (lg Re,)"2-58. (239)
Соотношения (238) и (239) справедливы только в случае, когда
шероховатость поверхности диска невелика (высота выступов
меньше толщины 6Л ламинарного подслоя) и не влияет на момент
треиия о жидкость.
Если же высота выступов Нш намного больше 6Л, то структура
потока и трение жидкости о диск не зависят от числа Рейнольдса
и определяются лишь относительной шероховатостью В этом
случае при 125 < 3000
Сбо,; = 0,108(^)0,272 . (240)
В некоторых конструкциях торцовых герметизирующих ус-
тройств вращающиеся элементы монтируют относительно непо-
движного корпуса с небольшими зазорами, что существенно изме-
няет гидродинамику потока среды по сравнению с обтеканием
диска, установленного в неограниченном пространстве со средой.
Уравнения в этом случае будут иными, чем (238) и (239).
t* При ламинарном течении в зазоре размером 6 (Re, 10*)
устанавливается линейный профиль скоростей и
<^.. = 2^-^. (241)
Эта формула справедлива при небольшом расходе среды
через зазор, а также для больших зазоров при введении попра-
вочного коэффициента для уменьшения момента сил трения [18].
В случаях больших чисел Рейнольдса течение в зазоре пере-
ходит в турбулентное. Если при этом еще не появляются отдель-
ные пограничные слои на стенках диска и корпуса, то приемлемы
соотношения для турбулентного течения Куэтта, которые могут
быть выражены следующим уравнением для 10* Re, < 10е:
сбок. / = 0,0277 Ref0,2 ( )°'2, (242)
170
где Re, = ^‘*^ж . т. е. за характерный размер принят размер
зазора.
Если же в интервале 101’5 < Re, < 10* при большом осевом
зазоре ламинарное течение (с образованием отдельных погранич-
ных слоев на поверхностях диска и корпуса) направлено по
радиусу наружу на диске и внутрь на корпусе, то между этими
слоями образуется прослойка, вращающаяся как твердое тело
с некоторой угловой скоростью
ыпрасл ~ g •
В этом случае
С(„.,=6,6029б(^-),7^, (243)
где | зависит от отношения радиуса корпуса к радиусу ди-
ска /?д:
или при /?к//?д, близких к 1:
| = 1,8394 (1 + 0,01694п 0,000214п2 -|--), (2436) '
где п= 100 = 1).
Если в случае турбулентного режима обтекания диска (Re, >
> 10*) допустить, что степенной закон Кармана справедлив для
распределения скоростей в пограничном слое вблизи диска, то
сбок. i = 0,233448 (-д—) g9-5^eo,2 » (244)
где для ₽« 1
I = 2,05908 (1 + 0,01482п + 0,00014пг ----). (244а)
Если же шероховатость поверхности диска большая, то при
указанных выше значениях , 0,02 =5 <0,1 и 0,02 sg
Hui Ki
с^.,^0,051 (245)
где 6ц — радиальный зазор между корпусом и диском,
= (245а)
171
При расходе среды в зазоре 6 между корпусом и диском в на-
правлении от центра к периферии увеличиваются скорость частиц
среды на внешней границе пограничного слоя по отношению
к окружной скорости диска и момент трения [9]:
л лл 0,325 / 6 \0.75 2г>2 /пл
ДЛ4бок. i — J рж® Rl, (246)
где kt = ——
__ Обок .
2л/?(6уж ’
Обок — весовой расход среды в зазоре 6; уж — удельный вес
среды.
Тормозящее действие цилиндрической части корпуса также
приводит к увеличению градиента окружных скоростей поперек
пограничного слоя на диске и к
момента сопротивления, который
лить по эмпирической формуле
для 0,44:
соответствующему увеличению
в этом случае можно опреде-
Пантелла [9], справедливой
Л4бок
0,151
>1,’2 12
'•"Ятг
; 1 * \ п~0,182
Рж®2/??. (247)
Отсюда можно установить значение 6//?,-, при котором дости-
гается минимальный момент трения:
/ 6 \ 2,97
(247а)
опт Re”’14
Увеличение радиального зазора также вызывает повышение
момента трения [9].
При достаточной ширине цилиндрического участка диска
(обода) суммарный момент трения обода и одной стороны диска
можно определить по следующей упрощенной формуле [9]:
^.. = ^.,(1 + 5-^), (248)
где Н( — ширина цилиндрического участка обода i-го диска.
При этом суммарный коэффициент сопротивления
C, = Qo.f+-5--J£-Coe.-’ (248а)
При большой ширине Л4Ш,Л следует рассчитывать по более
точным формулам, чем формула (248):
/ицнл i = Сцнл. /Л -£Т-Рж®2/??, (249)
172
где Сцид.,—.коэффициент сопротивления цилиндра при враще-
нии в жидкости.
Для гладкого цилиндра при ламинарном течении (Re,< 10s)
синл. t — ’ (249а)
при турбулентном течении (Re, 5» 10s)
i = - 0,6 + 4,07 1g (Re<<H-) • (2496)
Формула (2496) для простоты расчетов может быть аппрокси-
мирована в интервале 10* =£ Re, < 1010 более удобной степенной
зависимостью, при расчете по которой отклонение от значений,
найденных по формуле (2496), не превышает ±6%:
_ 0,01535
Сцнл-' “ (Re,-)0,125
(249в)
В случае шероховатых цилиндров режим течения не зависит
от числа Рейнольдса (при <3000^ и
<^к5/ = 2,12 Ь 4,07 1g () • (250)
Таким образом, по приведенным зависимостям можно рассчи-
тать Qsp. Так, для т вращающихся с одинаковой скоростью
элементов формула (236) с учетом формул (237) и (249) принимает
вид
i—m
Qap~ (сбои. I + 4л Сц|)л.Rl (251)
1=1 1
или с учетом формулы (248) вместо формул (237) и (249):
(=т
<?₽ = S м«*. < (1 I-5 4г) • (251а)
i=l 1
На рис. 103 представлены результаты расчета QBp для тор-
цового герметизатора при различных скоростях вращения в сравне-
нии с экспериментальными данными. Расчет и эксперименты
производили для кольца Z-образной формы с двумя цилиндриче-
скими участками: по максимальному радиусу Rt = 58,5 мм,
Ht = 14 мм; по минимальному R, = 25 мм, /71 = 27 мм; сред-
няя температура воды при экспериментах 25—30° С, а для расче-
тов принимали 20° С (кривая /) и 35° С (кривая 2). Как видно,
результаты расчета весьма близки к экспериментальным данным.
Расчет теплового потока в зоне контакта пары трения. Расчет
величины Q = fPv сводится к определению коэффициента тре-
ния f, нагрузки Р и средней скорости скольжения. Средняя
173
Рас. 103. Зависимость потерь на тренпе
вращающихся деталер о жидкую среду от
угловой скорости:
/ — расчет при Ож = 20° С; 2 — при Фж=
35° С (точки — экспериментальные данные)
скорость скольжения v может
быть выражена через скорость
вращения и размеры кольца
пары трения следующей зави-
симостью:
о. (252)
Нагрузку Р рассчитывают в
зависимости от конструктивных
особенностей и эксплуатацион-
ных условий торцового герме-
тизатора. Сложнее обстоит де-
ло с расчетом коэффициента
трения. Он зависит от микро-
и макрогеометрии контакта,
процессов в зоне контакта и
свойств материалов контакти-
рующих поверхностей, на кото-
рые влияет температура, от нагрузки Р н скорости скольжения о,
которые оказывают воздействие на формирование геометрии кон-
такта и на процессы в его зоне.
Некоторые исследователи, в частности Шаффер, считают, что
потери на трение в зоне контакта пары трения торцового гермети-
затора складываются из потерь при сухом и жидкостном трении.
Такой подход к рассмотрению режима трения наиболее целесооб-
разен.
Аналогичный подход уже применял Грумп при трении поверх-
ностей, покрытых твердыми смазками, в условиях пластического
контакта. Он полагал, что фактическая площадь касания — это
непосредственно контакт материалов поверхностей, а остальная
поверхность — контакт одной из поверхностей с пленкой смазки.
Им предложена для расчета коэффициента трения следующая
формула:
/=Пз^ + (1-гь)-^. (253)
°т «т. пл
Аг
где »|з — тср и тср. пл — соответственно допустимое напря-
жение на срез менее прочного материала из двух, образующих
пару трения, и пленки смазки; <ут и от пл — предел текучести
соответственно указанного выше материала и пленки.
Майер [39, 40 ] на основании экспериментов показывает связь
коэффициента трения с режимом трения и с конструкцией торцо-
вого герметизатора (табл. 12).
Трутновский и Бун для жидкостного режима трения рекомен-
дуют формулу
fp= nv (РиаР — Рви) *1* (254)
174
где h. — толщина слоя
жидкости в зоне контакта
между торцами пары тре-
ния.
Шаффер для этого же
случая рекомендует фор-
мулу
М = 0,472 х
( Аар ’Ь Ан\3 рж 1
хк 2 ) V 2 /йё ‘
(255)
Таблица 12
Трснне Коэффициент трення / Конструкция тор* цового герметиза*
тора
Жидко- 0,001—0,05 Гидродинамиче-
стное ский и гидростати- ческий
Смешан- 0,005—0,1 Разгруженный и
ное малоиагружениый
Гранин- 0,05—0,15 Нагруженный
ное
Сухое 0,1—0,6 Сильно нагружен- ный
Для торцовых герметизаторов в работе [43] с учетом диффу-
зорности контактирующих поверхностей приведена формула для
расчета коэффициента трения:
f__Аар + Рви |_ 4/>ср + (Аар — Рви)
Ра 2а (Аар — Рви) 4Лср — а(Рнар— Ан) *
где а — суммарный угол диффузорности контактирующих по-
верхностей; Лср — средняя толщина пленки в зоне контакта этих
поверхностей пары трения;
Лср = «(Аар-.Ан) (256а)
4(2V-')
Снек [27, 28] в результате теоретического анализа течения
в зазоре, образованном перекошенными эксцентричными поверх-
ностями, а также волнистыми эксцентричными поверхностями,
приходит к выводу, что эксцентриситет не влияет на силу трения.
В первом случае он рекомендует для расчета силы трения, рав-
ной fP, следующие формулы:
для ламинарного течения в зазоре^Re = Рж^”ар<^ 105j
ь (%»)*]. (257а)
где Q — угловая скорость перекошенной поверхности; со — угло-
вая скорость эксцентричной поверхности; ф — угол перекоса
осей поверхностей;
для турбулентного течения в зазоре (Re > 105)
fP = 0,00335л[(^г)’9/4~ (^)’9/4] х
X (1 + 0,055 f 1 +.(Рвн/Онар)^ (
I [ 1-(Ан/Аар),9/4] '
/AaPtg4> V]
х 2Лср / |
(2576)
175
Во втором случае (волнистость и эксцентриситет) рекомен-
дуются следующие формулы:
для ламинарного режима
(258а)
где а„—амплитуда волны;
для турбулентного режима
/Р = 0,00335л(р*П^арУ4 Г! _(О»!.\19/41 Гt /obVI
' \ 21#hcp ! I \Онар/ J L ^64\Лср/ J
(2586)
На основании теории термогидродинамического расклинива-
ния пары трения торцового герметизатора (полужидкостный
режим трения) А. И. Голубев [6] приводит следующее прибли-
женное уравнение для расчета коэффициента трения:
СжржА< , (259)
где aL—коэффициент линейного расширения материала; L —
расстояние по окружности между радиальными углублениями
(царапинами, рисками) на плоской поверхности кольца пары
трения, контактирующей с другим кольцом (ориентировочно
может быть принято —1 мм); сж и рж — соответственно удельная
теплоемкость и плотность материала кольца; h — зазор между
контактирующими поверхностями.
В случае больших и малых давлений герметизируемой среды,
а также при высоких скоростях скольжения, обусловливающих
Высокие температуры в зоне контакта, режим трения пары трения
торцового герметизатора близок к граничному и сухому трению.
В этом случае коэффициент трения может быть рассчитан по
формуле
/ = /адг4-/д. (260)
где /адг и /д — адгезионная и деформационная составляющие
коэффициента трения.
Для сухого трения при упругом деформировании выступов
шероховатых поверхностей можно получить с учетом формул
(110а) и (111) следующее выражение для расчета деформационной
составляющей коэффициента трения:
6v—1 v (хпоп+хпрод)
- ' 4v+2
/д= 1,53-3,
Д /Mv + I)/b(v-l)
'max
_2_ _!_
ав \ 6v+3 6v+3 ’
Т) Ра
с civ+2
v2n род *”211011
(261)
176
где К — коэффициент; аг — коэффициент потерь на гисте-
резис.
С учетом приемлемых для торцовых герметизаторов значений
v. с2прод» c»i:on. *проД. *поп и k2 выражение (261) примет сле-
дующий вид:
f,=0,0937'M±g^k (261а)
или с учетом значений Каг, близких к 1, и приемлемости для
теоретических расчетов разности между предельными значениями
Vb = 2,58 ± 0,58 (±22,5%) и = 2,43 ± 0,18 (±7,4%):
fa « 0,017 --H<z,, max рУ21 (± 30%). (2616)
Для многих материалов, применяемых в парах трения торцо-
вых герметизаторов (углеграфитовых, пластмассовых, керами-
ческих, металлов и их сплавов, карбидов металлов), значения
коэффициента Пуассона р. находятся в пределах 0,15—0,5, а зна-
чения модуля упругости Е для более мягких из них 3500—
223 000 кгс/см2 [27].
Если учесть, что для контактирующих поверхностей
пар трения торцовых герметизаторов равно 0,93—0,29 мкм, то
при номинальном давлении 1—10 кгс/см2 (довольно распростра-
ненная в технике герметизации величина) значения деформацион-
ной составляющей в условиях упругого контактирования будут
находиться в пределах 0,0042—0,0124, что соизмеримо с вели-
чиной коэффициента трения в условиях жидкостного и смешан-
ного режимов трения (см. табл. 11). Поэтому при адгезии коэф-
фициент трения будет определяться в основном адгезионной
составляющей силы трения [50]:
/адг = % + Р. (262)
где т0 — прочность на срез адгезионных связей в паре трения
при отсутствии нормальной нагрузки; 0 — пьезокоэффициент,
характеризующий увеличение прочности на срез от действия
нормального усилия.
Значения т0 и 0 для некоторых металлов приведены в ра-
боте [50].
С учетом формул (112) и (114) выражение (262) может быть
представлено в следующем виде:
12 Г. А. Голубев н др.
177
для
волнистых поверхностей
~(0,15)1/2v
: ___ To
адг — 1
p6aV+3
iJ/Mr.-----r----
___________° у с«продс»поп_____
0,425 *поп+*прод | 1
Mmax 4 2v(v—1)
2v
2v+l
3v+l
1/3V
+ P.
(262a)
при
отсутствии волнистости
To
адг 1
p2aV+1

2v
2v+l
ХПОП “г*прод | 1
0,425fc2(v—l)vftmax 4 2E
(2626)
X
Применительно к торцовым герметизаторам эти выражения
могут быть существенно упрощены с учетом характерных зна-
чений V, Cs прод> ^1ПОП> хпрод> ХПОП» И "ов" '
для волнистых поверхностей
га "max
или с учетом (116а)
(262г)
"a "max
при отсутствии волнистости
(262л)
Ра "max 4
или с учетом (118а)
/«r=>3>3-(VT +₽- ,262е>
Ра "max
Величина /адг в этом случае меньше 0,2.
Для сухого трения при пластическом деформировании (без
упрочнения) выступов шероховатых поверхностей в соответствии
с рекомендациями работы [50] коэффициент трения может быть
рассчитан по формуле
/=/адг_]_0,55(у — 1)vk (*7)l/2 (^)1/2V . (263)
При с « 3
0,55 (v — 1)vk~0,lljjj’54 • (263а)
178
Формула (263а) получена в результате обработки данных
работы [50 ] и
рг = cos, (2636)
или
рг&НВ, (263в)
где НВ — твердость более мягкого материала пары треиия.
С учетом (262) и (263а, в), (111) и (110а) формула (263) может
быть записана в следующем виде:
*поп~1~*прод | 1
f— Т" i_R '-54 Лтах “ 2 (6.6)*/2v
' — Я5 "t" р ‘ V + 2 ---7---- Ь1'2v х
•' г ^ЗПрОДС8ПОП 0
£1/Эу / a^U/ev l/6v
х HS1/2v(l-n2),/3vk L ) Ра ’ (264)
и существенно упрощена с учетом характерных для торцовых
герметизаторов значений v, b, с1прод, сгпоп, хпрод, хпоп и -±- :
1 05
/ = Й + ₽ + 0.035 > Г . (264а)
или с учетом Ь1/6 = 1,36 ± 0,1 (±3,8%) и = 2,82 ±
± 0,24 (±8,5%) и (1 — р2)1'9 = 0,98 ± 0,016 (±1,6%)
и,05
f = 7ГВ + ₽ + О.ООЭЗ^- £'V18. (2646)
Из выражения (264) следует, что высота неровностей наиболее
существенно влияет иа коэффициент трения по сравнению с твер-
достью и модулем упругости материала, а также с номинальным
давлением на контакте пар трения. Особенно это влияние сказы-
вается при наличии в зоне трения пленки жидкости, обусловли-
вающей отсутствие молекулярного взаимодействия между контак-
тирующими поверхностями пары трения (/адг я» 0).
Максимальная величина /ад|. в условиях трения при идеаль-
ной пластичности не превышает 0,2 [50].
В формулах (261)—(264) не показана зависимость коэффи-
циента трения от скорости скольжения, которая однако прояв-
ляется через изменение свойств материалов пар трения при изме-
нении их температуры в зависимости от скорости скольжения.
Таким образом, в зависимости от конструктивного выполне-
ния торцового герметизатора, соотношения размеров и геометрия
зоны трения которого во многом определяют преобладающий
режим трения в зоне контакта, по приведенным выше формулам
может быть рассчитана величина тепловыделения от трения Q.
При известной величине Q и расходе среды G по формуле (235)
может быть определена температура среды Фж.
12* 179
S к расчету коэффициентов теплоотдачи от Таблица /3 колец пары тревня торцового герметизатора в среду
Условия движения среды относительно теплоотдающей поверхности • Движение среды Формула для расчета критерия Нуссельта а.-Я; Nu(- Аср
Вращение в свободном пространстве, за- полненном средой Боковая поверхность диска Турбулентное (Re; > 10s) Nu. =« 0,0287Re?'8Pr°’6 ( У’2 , > « ср \ 4 6 у где п — показатель в степенном распре- делении температуры поверхности диска по радиусу: ^ст ~ С(М NUl -NU< л + 2>6 - средний для диска критерий Нуссельта
Вращение вблизи неподвижной стенки (в кожухе) Турбулентное (Re,- > 10s) Nu,- 0,025Re°-8Pr°-6 ( V" , * ср \ 4,0 / СТ КТ Л 4“ 2 Nu‘ Nu‘-«4-2,6
11 1 1. Вращение в свободном пространстве, заполненном средой илиндрическая поверхност Турбулентное (Re, > 10s) ь Nu. = R^Pr*356 Nu, = Re,Prcp X у сцил I 2 4-5/2СцИЛ/х X [Ргср-1-г1п-^У J где Сцид i определяют по уравнению с^ = -°-64л-40718(КеспиЛ.) или, если Re, sg: 2-10е, то _ 0,050 Сцил ‘ Re8,207 и, если Re, > 2- 10е, то _ 0,015 Сц4л ‘ ~ Re8,125
2. То же с учетом естественной конвекции среды Влиявие вращения на теплоотдачу начи- нается при Nu, = 0.095 (2Re2 4- Gr-'35) где ^ = 8М^(-^-) Д<>- ДО = Фет Оср
3. То же с учетом естественной конвек- ции среды и ее движения перпендикуляр- но осв цилиндра со скоростью W^on — Nu, = 0,135 х X [(2Re2^ReiF ,. + Ог,.)Рг^]. । где 1 D 2R,fl7r,on ; Re^i= “vep-
4. Вращение внутреннего цилиндра при неподвижном наружном, зазор 6#{ между которыми заполнен средой — Nu,/, =0,21 X Apr Г x n. НГср , L vCp i\i где di — эквивалентный диаметр зазора: di = 2бд, Nu,,- = Лср
Продолжение табл. If
Условия движения среды относительно теплоотдающей поверхности Движение среды Формула для расчета критерия Нуссельта а.Я; Nu- ч
4. Вращение внутреннего цилиндра при неподвижном наружном, зазор меж- ду которыми заполнен средой Ki Ki Nui = Rerf.Prcpc, где Vcp c = 1^2сцил i
5. То же, но с учетом осевого течения сре- ды в зазоре между цилиндрами — Формулы те же, но Re определяется по эффективной скорости среды в зазоре: где Woe — скорость осевого потока среды в зазоре
6. Обтекание неподвижного цилиндра потоком среды, перпендикулярным осн цилиндра Турбулентное (Reff, ( = 10s -=-2 10*) Nuz = 0,!25Re*? (Рг^38 )°’25 где РгСр. ст — критерий Прандтля, рас- считанный для среды прв температуре теплоотдающей поверхноств (стенки)
I
7. То же, но при осевом потоке среды Nu. = 0,023 Re®'c%Pr^, где Roc‘~ Vcp
8. Обтекание неподвижного цилиндра по- током вращающейся среды (раскрученной вращающимся кольцом пары трения) Турбулентное (принимается логарифмиче- ский закон изменения скорости в погра- ничном слое вращающейся среды) Формулы п.п. 1—5, однако в них следует подставить вместо Ref числа Re0(J|, под- считанные по скорости 1>ф' в _ ₽|Уфрср Re°* " Пер ’ н соответствующие нм сцнл /, где R/ш . *и Рф X бп.с ’ z — координата от поверхности контакта вдоль осн неподвижного цилиндра; X оп- ределяется нз выражения: Re/ = 0,826Хех, бп. с = Ri [0,05 4- 5 (In Re/)”2J]
9. Кипение большого количества среды у неподвижной чистой, гладкой стенки Любая поверхность Пузырьковый режим кипения (темпера- тура Фср среды существенно меньше тем- пературы кипения) Nu/ = 0,065/?/ ( ——V/3 X \ Yep —Yn / v ( P А^кигАсрУср 1/” Yep \3600гСрУп/П1срОср Г Пер (для воды В‘ Хер (41 — 0,Ю5#Кип)10/3/
8
s
Продолжение табл. 13
Условия движения среды относительно теплоотдающей поверхности Движение среды \ Объемное кипение (температура среды равна температуре насыщения) Формула для расчета критерия Нуссельта OfR; Nuf = Аср
Кипение большого количества среды у неподвижной чистой, гладкой стенки Nu/ — 6,25-IO*8/?/ (—^P .-V'11 x X Yep — Yn ) x /YcpV-п Up J («кип’273)*-" (для воды при р = 0,2 4- 80 ат: NuBi=39^LAe2K^5') ^Ср /
10. Кипение малого количества среды (капель) у неподвижной стенки Капли среднего размера (плоские сферо- иды): i5<v"(-Va)3'!<20I> Nui=97-* А-ср \ АхТкип / «0.5 X (YcpYn)0,25 X , где б, = Г Yep
Nu; ( —-£р—\0,6 х
А»ср \ спАокипг/
10. Кипение малого количестиа среды
(капель) у неподиижной стенки
Капли большого размера
X(*Z__VL)"'5
(справедлива при
СП А^КИП
Гер
Я;ШР-п и.пС-„
Примечания: 1. Re.- = —-—, Рг._ = у и , а._ — коэффициент поверхностного натяжения среды; кгс/м; у„_, уп — удельный
’•ср р хср р Р
вес среды и пара; кгс/м*; р — абсолютное давление среды; кгс/м*; Д<>К11П — разность между температурой теплоотдающей поверхности #ст и
температурой кипения среды #кип. *С; , Хр — коэффициенты теплопроводности среды и пара, ккал/(м-ч-°С); гср —удельная теплота паро-
образования среды, ккал/кг; g~9,81 м/с*; т)Ср— коэффициент динамической вязкости среды, кгс-с/м*; vcp—коэффициент кинематической
вязкости среды, м*/с; ос„“——------коэффициент температуропроводности среды, м*/с; с , г — удельная теплоемкость среды н пара,
р еср?ср р
ккал/(кг-°С); К. — объем сфероида, м*; R(-— максимальный радиус./-го теплоотдающего элемента,м; — коэффициент объемного расшире-
ния среды; 1/”С.
Параметры среды берут при средней температуре между температурой поверхности нагрева 0ст и температурой среды.
2. Критерии BI определяют через критерии Nu по следующей формуле:

где Х(- — теплопроводность материала теплоотдающей поверхности.
Результаты расчета критериев Bi для колец пары трення вышеуказанного торцового герметнаатора прн заданных эксплуатационных ус-
ловиях представлены в табл. II.
Расчет коэффициентов теплоотдачи колец пары трения тор-
цового герметизатора в среду. Коэффициенты теплоотдачи колец
пары трения в окружающую среду зависят от режима движения
среды вблизи поверхностей и во многих случаях могут быть с до-
статочной точностью определены расчетом. Применительно к тор-
цовым герметизаторам формулы для некоторых частных случаев
приведены в работах [13, 38].
В табл. 13 приведены формулы^приемлемые, по мнению авто-
ров, для расчета коэффициентов теплоотдачи колец пары трения
торцовых герметизаторов и охватывающие многие условия дви-
жения среды.
$ 3. РАСЧЕТ УТЕЧКИ ЧЕРЕЗ ТОРЦОВЫЙ ГЕРМЕТИЗАТОР
Величина утечки, определяющая степень герметичности торцового
герметизатора, является одной из основных характеристик послед-
него. Расчет величины утечки сопряжен с рядом трудностей.
В частности, для расчета необходимы сведения о режиме трения,
который зависит от большого числа факторов, определяющих
процессы в зоне контакта пары треиия.
Наименьшей утечкой, как правило, характеризуются нагру-
женные торцовые герметизаторы, режим треиия в зоне контакта
которых близок к сухому или граничному режиму трения. Для та-
ких герметизаторов механизм утечки исследован Майером [39].
На рис. 104 показана предложенная Майером схема проникнове-
ния частиц среды через зону контакта пары трения торцового
герметизатора, когда отсутствует избыточное давление среды
в зоне контакта. В этом случае величина утечки может быть
рассчитана по следующей эмпирической формуле [39]:
q -- 60аРи» (Pi ~ Ра ± Ри) , ^265)
До
где DBX—входной диаметр для утечки; рл—давление от дей-
ствия центробежных сил на частицы среды в зазоре;
(265а)
в ('-'нар н ивн)
со знаком плюс для герметизаторов с внешним расположением
относительно жидкой среды и со знаком минус — с внутренним
расположением; h — зазор; Ф — щелевой фактор, зависящий от
ра, Л и от расположения герметизатора относительно среды:
Ф = 2,7-108 кгс/(см2*с)— в случае внутреннего расположения
для герметизаторов с валом диаметром 25 мм и Ф — 3,3 X
X 10® кгс/(см2-с)— в случае внешнего расположения для герме-
тизаторов с валом диаметром 60 мм. Эти значения приведены
Майером как граничные для герметизаторов определенного типа
при соответствующих скоростях скольжения и давления герме-
тизируемой среды.
186
Рис. 104. Схема проникнове-
ния утечки через эону кон-
такта пары трения нагру-
женного торцового гермети-
затора (рщ 0):
/ — движущаяся поверх-
ность. // — неподвижная
поверхность; S — путь по-
верхности / [/; 2, 3 — конт-
рольные точки на поверхно-
сти 1,4 — частица жидкости
(утечка)]
Направление бра щен ап
Направление вращения
Величина утечки не зависит от радиальной ширины зоны
контакта пары треиия и вязкости среды, увеличивается пропор-
ционально квадрату зазора и уменьшается пропорционально
квадрату давления. Майер объясняет это изменением объема
пустот и микроканалов, образованных шероховатыми поверх-
ностями, вследствие изменения их площади при пластическом
деформировании выступов под действием нагрузки, что подтверж-
дается его экспериментами при изменении зазора Л < 50 мкм
[27, 391.
Шеффер указывает, что для герметизаторов, расположенных
внутри герметизируемой жидкой среды вследствие разогрева
и испарения жидкой среды, а также деформации колец пары
трения при разогреве на внутренней поверхности колец имеет место
смешанное трение, а иа наружной — жидкостное трение [27 L
В случае жидкостного режима трения, характерного для
гидростатических и гидродинамических торцовых герметизато-
ров, величина утечки может быть рассчитана по формуле, не
учитывающей кривизну колец пары трения, вращение одного
из них и изменение вязкости вследствие разогрева:
а яЛ* (РНгр + Рви) (Pi—Рг) /266)
Ч— )2^(DHap-Dm) • ' ’
С учетом вращения одного из колец пары трения и кривизны
колец формула принимает вид
Я =-----[0,0375рж®* (DJap - DBH) - (А - p8)J, (267)
бпж In
с учетом вращения и кривизны колец, а также изменения вязкости
при прохождении жидкости по зазору
__ Я/Р_________Pl— Рг~ 0.0375рж<1)2 (Рнар — Рви)__
®Лж1 / Чжа— Лж1 п ___________1 \ v
\ Рн3рПж1-Рв„г]ж2 “ /Х
( *1*8 ~ Лж< п _ 1 \ п
- ^РнарПж, -РвнПжа °ВН 7°иар
(Лжа — Лж1 n 1 \ л
ОиарПжа-ДвнПж; Н“Р “ ' ) ВИ
187
Зависимость вязкости среды от температуры описывается
гиперболическим законом
>1ж = - ? *Ь или 1]ж = -2!р-, (268а)
к±1
а изменение температуры по радиусу колец пары трения линейным:
Т^Т2 + (Т1 — Т2) , (2686)
инар — Ь'пн
где т)0 и То — постоянные величины.
При расчетах по формулам (265)—(268) наибольшие затруд-
нения вызывает определение зазора h, величина которого пере-
менна в связи с шероховатостью и волнистостью контактирующих
поверхностей, их перекосом, эксцентриситетом и диффузорной
или конфузорной в радиальном направлении формой зазора.
Учет шероховатости контактирующих поверхностей особенно
важен для нагруженных торцовых герметизаторов (pa^Pi—p'J.
На рис. 105 представлены различные случаи контактирования
шероховатых поверхностей для нагруженных торцовых герме-
тизаторов.
Хоккель, исходя из того, что уже при давлении ри =
= 1,5 кгс/см8 толщина слоя жидкости, не имеющей давления,
между максимальными выступами неровностей контактирующих
поверхностей равна нулю, предлагает рассчитывать высоту щели
как полусумму выступов неровностей обеих поверхностей при
условии, что все выступы каждой поверхности одинаковы между
собой (Яв1 =
/i= Rn + Roi . (269а)
Рис. 105. Различные случаи
коитактироваиип шерохова-
тых поверхностей пары тре-
ния нагруженного торцового
герметизатора (ра > —
— рз) при л < 50 мам
Однако этот случай (см. рис. 105, а) не типичен.
Более часто встречающийся случай показан иа рис. 105, б
(391. Здесь учитывается коэффициент гладкости
(2®*)
где
Ra /;,}/>,< j+/in-,+/tl (269в)
Майер экспериментально установил, что £ 0,67 (из ~1000
измерений) и
^тах 1 /imax 2 ^max । । ^max a
h = 2 = |i——6i (269г)
При = 1 имеем случай, представленный на рис. 105, а.
В случае, изображенном на рис. 105, в (концентричных рисок),
высота щели меньше, чем в случае на рис. 105, б, но с ростом
эксцентриситета вала она существенно увеличивается. Экспери-
ментально установлено, что
(269Д)
Шаффер установил, что кольцевые риски до 7 мкм существенно
не влияют на утечку.
Формулы (269а)—(269д) не учитывают изменения высоты
выступов под нагрузкой, вызванного сближением контактиру-
ющих поверхностей, поэтому правильнее было бы в эти формулы
вместо Нам подставлять высоту деформированного выступа:
Лтах = Лтах — О, (270)
где а — величина сближения, которая может быть определена
через относительную площадь фактического касания и характе-
ристики шероховатости контактирующих поверхностей:
a = (^L)',Xx. (270а)
При этом величину -q х рассчитывают по формулам, приведен-
ным выше, в зависимости от шероховатости и волнистости кон-
тактирующих поверхностей, механических войств материалов
колец пары трения, номинальной площади контактирования и
нагрузки.
Для случая, когда контактирующие поверхности пары трения
нагруженного торцового герметизатора имеют волнистость, их
189
плоскости непараллельны и образуют диффузорный зазор, Пэйп
[431 получил следующую формулу для расчета утечки:
ыав(Рнар — Рвн) (Pt —/9711
4 ~ 4&ра
справедливую, по его мнению, для малых перепадов давления
(Pi—бар), где ав — высота волны поверхности. Фор-
мула (271) показывает, что величина утечки в этом случае не
зависит от вязкости жидкой герметизируемой среды.
Расчет утечки в гидростатических и гидродинамических тор-
цовых герметизаторах осложнен необходимостью учета «обрат-
ного насосного эффекта», который выражается в перетекании
жидкой среды в направлении, противоположном действию гидро-
статического перепада давления на герметизаторе.
Для перекошенных эксцентричных поверхностей Снек при-
водит следующие формулы для расчета влияния на утечку на-
сосного эффекта при режиме течения ^жидкости в зазоре:
ламинарном
3 (1 Рв" 2 1 ( Dm У~|
®Pgap ei_ \ Рнар / \Рвар/ Рнар tg«
4 alu т D Л 9 *
* In U"aP In ^нар 2
DM DM
(272а)
где е — эксцентриситет: <р — угол между проекцией линии,
соединяющей центр эксцентричной поверхности, с центром вра-
щения; а — угол перекоса осей контактирующих поверхностей;
турбулентном
. _/_Овн\П/4 ( Рвн
35_____\ РдаР ) _ 27______\ Рнар / Рнар tg Д
44 / рвн У/4 28 . / Р-н \3/4 2
\ Рнар / \ Рнар /
(2726)
В работе [28 ] Снек рассматривает случай-волнистых и эксцен-
тричных контактирующих поверхностей (без перекоса) и приводит
формулы для расчета полной утечки через торцовый герметизатор.
В случае ламинарного режима течения жидкости в зазоре
л
? л
6Т)ж1п^
‘-'вн
Л8[Р1----------------Ра-Ь эд’Рж®* (^нар ^вн)] X
2я 1
X [1 ] + 6П1^Ов(Р!ар-рв")sin У J coscosB^
(273а)
190
где h — средний зазор между контактирующими поверхностями,
а волнистость выражена следующей зависимостью:
xB = /i(l -H-^-cosfeO,). (2736)
В формуле (273а) первое слагаемое обусловлено исключи-
тельно волнистостью контактирующих поверхностей, а второе —
волнистостью и эксцентриситетом. Второе слагаемое может су-
ществовать лишь в случае одной волны по окружности (k = 1),
что эквивалентно перекосу контактирующих поверхностей, по-
этому для k = 1 формула (273а) примет вид
q = —{л8 Г Pi—Рг+Рж®2 аР—1 X
бЛж1п^аР L 80 J
^вн
Зпжыеа,, (Рмр — DTO) sin q>
2
(273в)
В случае турбулентного режима течения жидкости в зазоре
Pl Рг t 816
-----------
1 +
3 т3 11/4
РжЧж 4 /пЗ/4 _пЗ/4\
/I» I £3/4 з \ нар мвн f
0,0195
Л
—-------222. xBsln(<p—0!)^.
n ___пЗ/4 I в 'т
вн нар J
0
Или при k = 1, когда
2л
f хв sln (<р — 0!) dQi = лав sin <р,
(273г)
(273д)
получим
[+§(?)’] +
0,00493 - D3")
о- П7/4 _П7/4
ПУ- J/'ам>5|"1’- (2’3e)
мнар ^вя
Формулы (272а), (2726), (273в) и (273е) показывают, что на-
правление утечки и ее величина обусловлены как фазовым углом <р,
так и направлением вращения кольца пары треиия при одина-
ковом фазовом угле <р.
191
Для случая эксцентричных перекошенных контактирующих
поверхностей А. И. Голубев рекомендует пользоваться упрощен-
ной формулой [6]
^^(Лп>ах-Лт|П), (274)
где Лт1п 11 ^тах — минимальный и максимальный зазоры по на-
ружному диаметру кольца пары треиия.
Для гидродинамических торцовых герметизаторов имеем сле-
дующую зависимость:
q=w у [^Р"»р±а±).]3Пж Рнар-д»ш г
(275)
где с2 — постоянная, зависящая от размеров паза на контакти-
рующей поверхности и числа пазов [40].
Некоторые исследователи считают, что на утечку может влиять
поверхностное натяжение жидкости на выходе из зазора между
контактирующими поверхностями.
Например, Бркич рекомендует для этого случая следующее
выражение:
, = (276)
4 з(ояар-овя)рх { ’
где О/ — коэффициент поверхностного натяжения жидкости; рр —
равновесное давление, при котором утечка не наблюдается (силы
от действия давления рр среды перед герметизатором уравнове-
шиваются силами поверхностного натяжения);
= (276а)
h — величина зазора на выходе жидкости.
Если вся утечка через торцовый герметизатор испаряется,
то величину утечки определяют по формуле
<7 = nD//w„cn, (277)
i
где D{ — диаметр на выходе жидкости из зазора (DHap или DB„);
иН£П — скорость испарения жидкости с единицы поверхности.
Таким образом, приведенные выше формулы позволяют оце-
нить величину утечки через торцовый герметизатор в широком
диапазоне условий их работы еще на стадии проектирования.
Однако в случае герметизации газа его вязкость существенно
.изменяется с изменением давления и температуры, поэтому реко-
мендуется определять утечку по массе. Формулу для расчета
192
получают из выражения (266). Она имеет вид при изотермическом
истечении
Чг
6^Tt]r (®нар — ®вн)
или с учетом кривизны колец
______________________________ngh3(p^ — pl)
Чг— П-----’
г.™. ь/нар
i\rRT In —р—
t'BH
(278а)
(2786)
т. е. расход газа пропорционален разности квадратов давлений.
Следует отметить, что в работе [341 приведена эмпирическая
критериальная формула для расчета утечек:
1,1
4 \ Рж / \ 2 /
ш (®нар 1" ®вн) 0,6 ( Аир + ®вн \2,7 / р, — р2 \4.3
. 4 \ 4 / к ра )
(279)
Эта формула справедлива при средней высоте неровностей
поверхностей —0,2—0,4 мкм, что существенно меньше радиальной
®нар — ®вя
ширины зоны контакта ---------%----• а также при условии, что
, (®иар L ОыОюЛж х foal
показатель kT =. близок к нулю [34].
т 2ра (DIIap — Dm) J
§ 4. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ
ТОРЦОВЫХ ГЕРМЕТИЗАТОРОВ
Общие рекомендации
Следствием неудовлетворительной работоспособности торцовых
герметизирующих устройств является повышенная утечка среды,
которая может проникать как через зазор пары трения торцового
герметизатора, так и через вспомогательный герметизатор.
Наиболее сложной задачей является снижение величины
утечки через зазор пары трения торцового герметизатора до
допустимых значений. Основными причинами превышения утечки
среды через зазор пары трения являются недостаточность сжи-
мающего усилия и объемные или локальные разрушения в зоне
контакта колец пары трения. Устранение этих причин в боль-
шинстве случаев позволяет обеспечить надежную работу торцо-
вого герметизатора. Поэтому рассмотрим некоторые конструк-
тивные и технологические приемы, позволяющие устранить
частично или полностью указанные причины появления недопу-
стимой утечки среды.
13 Г. А. Голубев и Др. 193
I. Недостаточность сжимающего усилия обычно является
следствием возникновения сил, препятствующих перемещениям
подвижного в осевом направлении кольца пары трения, и сил,
вызывающих раскрытие (увеличение) герметизирующего зазора
по торцу пары трения.
К возникновению сил, препятствующих перемещениям подвиж-
ного кольца, может привести увеличение сил трения во вспомо-
гательном герметизаторе и в зоне касания подвижного кольца
о неподвижные элементы конструкции (трение в поводках, шпон-
ках, по корпусу и т. п.).'
На рис. 93, д дана одна из конструкций торцового герметиза-
тора, в которой предусмотрено снижение влияния набухания
вспомогательного герметизатора. Эффект снижения влияния на-
бухания достигается установкой кольца .в гнездо конической
формы и поджатием кольца пружинами. При увеличении размеров
кольца от набухания оно скользит по образующим конуса гнезда,
незначительно деформируя пружины; поэтому нормальная на-
грузка и сила трения практически остаются постоянными.
Другим приемом, исключающим влияние набухания вспомо-
гательного герметизатора, является выполнение последнего в виде
сильфонов, мембран, диафрагм и т. п. (рис. 93, в, е, ж, р, т, ф).
Увеличение сил трения в зоне касания подвижного кольца
о неподвижные элементы конструкции вызывается чаще всего
перекосом оси кольца относительно оси посадочного гнезда вслед-
ствие деформации кольца под действием давления среды и нерав-
номерного нагрева кольца, увеличением момента вращения пары
трения, вызывающим смещение подвижного кольца, его перекос
и рост нормальной нагрузки в зоне трения поводков и шпонок,
а также засорением зазора между подвижным кольцом и непо-
движными элементами конструкции твердыми частицами из гер-
метизируемой среды.
Некоторые способы устранения деформаций колец при дей-
ствии высокого давления герметизируемой среды увеличением
его жесткости приведены на рис. 106, а, выбором места установки
герметизатора / и опоры для исключения воздействия момента
сил от давления — на рис. 106, б, в, г, д.
Влияние нагрева на перекос и увеличение трения подвижного
кольца может быть устранено интенсивным охлаждением его
зоны, контактирующей с неподвижными элементами.
Влияние трения в поводках и шпонках исключают за счет
материалов или покрытий, образующих пары трения с низким
коэффициентом трения, и повышения точности их изготовления,
а также в результате использования для передачи момента вра-
щения от подвижного кольца к корпусу или валу сильфонов,
пружин ит. п. (61.
Возможность засорения зазора между подвижным кольцом
и валом твердыми частицами, содержащимися в герметизируемой
среде, значительно уменьшается, например при использовании
194
Рис. 1М. Способы устранения деформацнн'аольца пары трения торцового герметизатора
Рис. 107. Торцовые герметизаторы с защитным эластичным сильфоном:
/ — сильфон; 2 — опора сильфона; 3 — пружина: 4 — полость, защищенная сильфоном
от попадания твердых частиц из герметизируемой среды
Рис. 108. Торцовый герметизатор с до-
нолинтельиой онорой вращающегося
кольца пары трения:
/ — «вращающееся кольцо; 2 — вра-
щающееся кольцо; 3 — подшипник
опоры
Рис. 100. Торцовый герметизатор с шаровой
опорой вращающегося кольца пары трепни:
I — невращающееся кольцо: 2 — вращающе»
еся кольцо; Л — шаровая опора кольца 2.
13*
защитного сильфона из резины, перекрывающего доступ частиц
в указанный зазор (рис. 107).
К возникновению сил, вызывающих раскрытие (увеличение)
зазора по торцу пары трения, могут привести увеличение биения
(перекоса торцов) н смещения контактирующих поверхностей,
изменение формы герметизирующей щели (зазора) и вибрации
контактирующих поверхностей в осевом направлении.
Биение н смещение контактирующих поверхностей увеличи-
ваются вследствие износа опорных узлов вала н контактирующих
поверхностей, их деформаций от давления и температуры, осо-
бенно в сочетании этих факторов с высокой частотой вращения.
Износ опорных узлов вала можно уменьшить выбором их
конструкции, работоспособной в течение заданного ресурса, доста-
точной смазкой н охлаждением. Влияние износа опорных узлов
на величину биения и смещения можно снизить при использова-
нии торцовых герметизаторов с самоустанавливающимися коль-
цами, например, с помощью дополнительной опоры вращающегося
кольца (рис. 108), шаровой опоры вращающегося и невраща-
ющегося колец (рис. 89, а и 109) и дополнительной опоры невра-
щающегося подвижного в осевом направлении кольца, которая
выполняется аналогично опоре вращающегося кольца.
Уменьшение износа контактирующих поверхностей связано
главным образом с уменьшением тепловых нагрузок колец пары
трения.
Изменение формы герметизирующей щели (зазора) может быть
вызвано деформациями колец от разогрева и при действии давле-
ния герметизируемой среды, износом контактирующих поверх-
ностей, а также попаданием твердых частиц в зазор.
Для защиты от попадания в щель (зазор) твердых частиц
используют чаще всего торцовые герметизаторы с внутренним
расположением относительно герметизируемой среды и с защит-
ной средой: двойного действия (рис. ПО) и гидростатические
с подводом в зону трения защитной среды (рис. 111).
Вибрации в осевом направлении контактирующих поверх-
ностей пар трения торцовых герметизаторов вызываются импульс-
ным парообразованием в зазоре пары трения [36, 381, определяе-
мым теплофизическими свойствами жидкой пленки в зазоре, те-
пловой нагрузкой в зоне трения и величиной утечки среды через
зазор пары трения. Поэтому снижение вибраций неразрывно свя-
зано либо с изменением теплофизических свойств жидкой пленки,
либо с обеспечением необходимого теплового режима, чаще всего
уменьшением температуры в зоне контакта [18, 311, а в некоторых
случаях, при достаточной термостойкости материалов, — ее
повышением для полного испарения пленки жидкости и исключе-
нием импульсного парообразования в зазоре.
. II. Разрушения (объемные илн локальные в зоне контакта)
колец пары трения являются следствием 1) попадания в зазор
пары треки? твердых частиц, 2) воздействия инерционных и удар-
196
J 1
Рис. 110. Торцовые герметизаторы двойного действия с защитной средой:
о; а — с вращающимися подвижными в осевом направлении кольцами пары трення; б —
с невращающнмнся подвижными в осевом направлении кольцами:
/ н 2 — пары трення торцового герметизатора, соответственно работающего на защитной
жидкости н установленного между герметизируемой средой с давлением р н защитной жид-
костью; 3 — вспомогательные герметизаторы
ных нагрузок при вращении с биением кольца пары трения,
3) повышения агрессивности среды в результате ее замены на более
агрессивную или разогрева при работе торцового герцртизатора,
4) снижения прочности колец в результате воздействия на мате-
риал колец агрессивной среды, перегрева колец в процессе экс-
плуатации, а также изменения размеров колец от износа или тем-
пературных деформаций.
Воздействие инерционных и ударных нагрузок при вращении
с биением кольца пары трения обычно уменьшают подбором мате-
риалов, допускающих по прочности такие нагрузки, н конструк-
тивными приемами, к которым можно отнести снижение частоты
Рмс. 111. Гидростатический торцовый герметизатор:
I — вепбдвнжвое кольцо пары трення; 2 — рабочая поверхность кольца I; 3 — гидро-
динамические пазы; 4 — канавка для распределения гидростатической смазки по рабо-
чей поверхности 2 кольца /; S — отаерстня для подвода гидростатической смазки в ка-
навку 4 и отвода из нее
834 197
Рис. 112. Торцовый герметизатор с
плавающим кольцом:
/ — кольцо пары трення, провора-
чивающееся при работе; 2 — силь-
он
вращения (рис. 112), размеров и мас-
сы колеблющихся элементов (рис.
113), самоустановку колец пары тре-
ния с помощью дополнительных и
шаровых опор и эластичной подвес-
ки колец пары трения с помощью
вспомогательных герметизаторов и
других демпфирующих колебания
устройств.
Разрушение колец пары трения
вследствие замены среды на более
агрессивную можно устранить в каж-
дом конкретном случае путем опре-
деления границ химической стойкости применяемых материалов
в различных агрессивных средах при эксплуатационных усло-
виях, что является обычным технологическим приемом.
Снижение влияния других факторов иа объемное или локаль-
ное разрушение колец пары трения неизбежно связано с умень-
шением тепловых нагрузок в парах трения торцового герметиза-
тора [18]. Остановимся подробнее на этой проблеме.
Тепловые нагрузки в паре трения можно уменьшить двумя спо-
собами: 1) снижением тепловыделения в узле с торцовым гермети-
затором [39]; 2) улучшением теплоотвода от пары трения и из
узла с торцовым герметизатором [6, 38, 45].
Реализация этих способов в практике проектирования, отра-
ботки и эксплуатации торцовых герметизаторов связана с рацио-
нальным выбором факторов, влияющих на трение, износ и тепло-
вой режим пары трения. Изучение практики герметизации позво-
ляет дать некоторые практические рекомендации.
1. Уменьшение тепловыделения в узле с торцовым герметиза-
тором определяется уменьшением тепловыделения при трении на
контакте пары и на контакте вращающихся деталей узла торцо-
вого герметизирующего устройства со средой.
Уменьшение генерации тепла на контакте пары трения может
быть достигнуто уменьшением силы трения (при снижении коэф-
фициента трения и осевого усилия) и скорости скольжения [18].
Коэффициент трения пары можно снизить в результате следую-
щих мероприятий:
соответствующего подбора материалов колец;
нанесения специальных покрытий на рабочие поверхности;
выбора соответствующего способа механической обработки
рабочих поверхностей, позволяющего получить оптимальную
микро- и макрогеометрию;
удовлетворительной смазки контактирующих поверхностей;
обеспечения направленных колебаний колец пары трения,
снижающих силу трения [21], и др.
Улучшение условий смазывания рабочих поверхностей дости-
гается следующим образом:
198
Рис. 11Э. Способы демпфирования колебаний колец пары трения торцов
вого герметизатора, позволяющие одновременно уменьшить размеры и
массу колеблющихся элементов:
о; б; г, г. д, яс, и—вспомогательными герметизаторами 4, е — масляной
полостью; з — эластичным кольцом: / — невращающееся кольцо пары
трення; 2 — вращающееся кольцо пары трения; 3 — демпфер; 5 —
нагружающее устройство
' a) ~6) 6) г)
Рис. 114. Способы дросселирования давления гидростатической смазки ирн ее нодводе
в зону контакта пары трения гидростатического торцового герметизатора:
а — диафрагмой; б — пористым капилляром; а — сужающимся зазором; г — ступенча-
тым аазорои
Рис. 115. Форма и взаимное распо-
ложеине рабочих поверхностей ко-
лец пары трения торцового герме-
тизатора, обеспечивающие гидро-
динамический и термогндродина-
мнческнй аффекты ирн работе:
/; 2 — вращающееся и неподвижное кольца пары трения; 3 — канавки; 4 — козырек над
входным отверстием.
о — установка колец со взаимным эксцентриситетом; б; г, г; д; ж — капавкн на рабочей
поверхности вращающегося кольца (б; t — прямоугольные; г — кольцевые; д — круговые;
ж — переменной по окружности глубины); а — рабочей поверхности вращающегося
кольца овальной формы
уменьшением коэффи-
циента нагрузки (отноше-
ния давления на контакте
к давлению среды) или
уравновешиванием торцо-
вого герметизатора, напри-
мер гидростатическим (рис.
111 и 114), или подбором
а) 0)
Рис. 116.'Расположенне карманов для смазки на
рабочей поверхности кольца пары треиия торцо-
вого герметизатора:
а — в виде глухих отверстий, расположенных по
спирали; б — в виде канавки
соотношения между пло-
щадью зоны контакта и
площадью гидравлическо-
го поджатия, меньшего 1;
установкой колец пары
треиия со взаимным экс-
центриситетом— с радиальным смещением (рис. 115, а);
выполнением на рабочих поверхностях карманов для смазки,
например глухих отверстий, расположенных по спирали, и кана-
вок (рис. 116, а и б);
применением защитной жидкости с хорошими смазывающими
свойствами, например, в конструкциях сдвоенных торцовых гер-
метизаторов и гидростатических;
использованием гидродинамического [39] и термогидродина-
мического [61 эффекта, например, при выполнении выемок,
сообщающихся со средой не по всей ширине контактной зоны,
в виде пазов и канавок (рис. 115, б, в, г, д, ж) и рабочей поверх-
ности овальной формы (рис. 115, е) и т. п.;
применением торцовых герметизаторов, обеспечивающих при
работе оптимальную форму и величину зазора между контакти-
рующими поверхностями пары трения (рис. 117).
Уменьшению осевого усилия способствует уменьшение пло-
щади гидравлического прижима и усилия от упругих элементов
(пружин, сильфона).
Вариант конструкции торцового герметизатора с отключе-
нием пружин при подаче рабочего давления герметизируемой
среды показан на рис. 118, а вариант с уменьшением осевого уси-
лия при разогреве герметизатора — на рис. 119.
Скорость скольжения на контакте пары трения снижается при
уменьшении размеров колец [18] и применении конструкций тор-
цовых герметизаторов с «плавающим» кольцом (или кольцами),
проворачивающимся между вращающимся и неподвижным коль-
цами (см. рис. 112).
Рис. 117. Конструкции
торцовых герметизато-
ров, обеспечивающих оп-
тимальную форму и ве-
личину завора в зоне
контакта нары трения
201
Рнс. 118. Конструкция торцового герметиза-
тора, позволяющая отключать пружины при
подводе герметизируемой среды под давлением:
! и 2 — вращающееся и невращающееся коль-
ца пары трения; 3 — обойма иевращающегося
кольца; 4 — иадпоршиевая полость; 5 — пор-
шень; 6 — пружины
t 2
3
if
Рис. 119. Конструкция торцового гер-
метизатора, позволяющая уменьшать
сжимающее усилие при разогреве:
I н 2 — вращающееся и иевращающее-
ся кольца пары трення; 3 — сильфоны
разных радиальных размеров; 4 — гер-
метичная полость, заполненная тепло-
носителем
Уменьшение тепловыделения при трении вращающихся дета-
лей узла с торцовым герметизатором о среду может быть достиг-
нуто в результате уменьшения осевых и радиальных размеров этих
деталей (Я, и ₽(), снижения коэффициентов сопротивления с6ок1
и Сцило а также такого размещения герметизатора, при котором
наименьшая часть поверхности вращающихся деталей соприка-
салась со средой высокой вязкости [17, 18]. Например, коэффи-
циенты сопротивления снижаются при уменьшении зазора между
вращающимися деталями (валом) и неподвижными (корпусом)
до оптимальной величины.
Улучшение теплоотвода от пары трения и из узла с торцо-
вым герметизатором. Теплоотвод от зоны контакта пары трения
происходит главным образом путем теплопередачи через кольца
пары трения в среду (теплоотвод с утечкой пренебрежимо мал),
поэтому на его интенсивность влияют такие факторы, как коэффи-
циенты теплопроводности материалов колец, коэффициенты тепло-
отдачи от колец пары трения в среду и разность между темпера-
турами теплоотдающих поверхностей колец и среды.
Следовательно, интенсивность теплоотвода от зоны контакта
можно увеличить соответствующим -подбором материалов пары
трения с высокой теплопроводностью и улучшением теплоотдачи
от зоны контакта колец в среду.
Улучшение теплоотдачи от зоны контакта колец пары трения
в Череду может быть осуществлено:
во-первых, увеличением коэффициентов теплоотдачи г(см-
табл. 13) в результате повышения скорости движения охлаждаю-
щей среды, например, с помощью отверстий или каналов во вра-
щающемся кольце, действующих как центробежный насос
(рис. 120), или с помощью уменьшения площади сечения зазора,
по которому протекает вдоль теплоотдающей поверхности колец
охлаждающая среда (рис. 121, б); турбулизации потока среды
202
Рис. 120. Конструкция торцового герметизатора
с центробежным насосом для принудительной
циркуляции герметизируемой охлаждающей среды
вблизи поверхности трения:
/ и 4 — вращающееся и невращающееся кольца
пары трения; 2 — каналы с лопатками центро-
бежного насоса во вращающемси кольце Г. 3 —
вспомогательный герметизатор; 5 — пружина
(выполнение теплоотдающей поверхности соответствующей шеро-
ховатости);
во-вторых, увеличением разности между температурами тепло-
отдающнх поверхностей и среды в результате:
увеличения массы среды (расхода);
применения специальных систем охлаждения среды; конструк-
ции сдвоенных торцовых герметизаторов с охлаждающей защит-
ной жидкостью в полости за уплотнением и т. п.
выполнения проточек в кольце, обеспечивающих теплоотдачу
от контактной поверхности в среду через тонкую стенку
(рис. 120, 121);
максимально возможного из условия прочности уменьшения
радиальной ширины колец пары трення;
непосредственного охлаждения зоны контакта, например, при
выполнении на ней специальных канавок, заполненных охла-
ждающей средой и т. п.
Следует заметить, что теплоотвод из узла с торцовым герме-
тизатором осуществляется главным образом протоком гермети-
зируемой среды (теплоотвод с утечкой и теплопередачей через вал
и корпус пренебрежимо мал). Поэтому, в соответствии с фор-
мулой (162), увеличение теплоотвода из узла может быть достиг-
Рис. 121. Конструкции торцового герметизатора с теплообменниками:
а — с двумя для охлаждения герметизируемой среды и зоны трения; б — с одним для охла-
ждения герметизируемой среды и с вращающимся кольцом, имеющим проточку 6 для ох-
лаждения зоны трения герметизируемой средой:
1 и 2 — вращающееся и невращающееся кольца пары трения; 3 — теплообменник для тер-
мостатнровання герметизируемой среды; 4 — каналы для подвода и отвода теплоносителя;
5 — стенка теплообменника 3; 7 — канал для подвода герметизируемой среды; в — тепло-
обменник для охлаждения зоны трения
203
нуто при заданной герметизируемой среде в основном увеличением
расхода среды и ее разогрева. Однако при увеличении разогрева
среды ухудшается теплоотвод от колец пары трення, поэтому такой
путь нецелесообразен [18].
Одним из перспективных путей снижения тепловых нагрузок
пар трения торцовых герметизирующих устройств в условиях
высоких давлений среды и частоты вращения валов является ис-
пользование комбинированных герметизирующих устройств,
в которых торцовый герметизатор работает в сочетании с бескон-
тактным. В качестве бесконтактных могут быть использованы бес-
контактные центробежные (импеллеры), винтовые и другие герме-
тизаторы, обеспечивающие срабатывание необходимого перепада
давления и герметичность при установившемся динамическом
режиме.
Комбинированные герметизирующие устройства допускают
возможность полного разгружеиия или отключения торцового
герметизатора, который в этом случае выполняет функции стоя-
ночного герметизатора и работает в период разгона или остановки
вала.
Правильный выбор момента времени для отключения или вклю-
чения торцового герметизатора позволяет практически полностью
исключить утечкн через комбинированные герметизирующие
устройства и в то же время обеспечить продолжительный ресурс
работы.
В комбинированных герметизирующих устройствах для отклю-
чения торцового герметизатора используют обычно автоматические
системы, срабатывающие при достижении заданной частоты вра-
щения вала. В качестве таких систем можно применять механи-
ческие выключатели с центробежными толкателями (например,
шарики в радиальных пазах клиновой формы, взаимодействую-
щие с вращающимся кольцом, имеющим возможность перемещаться
в осевом направлении), а также пневмо- и гидропоршневые выклю-
чатели с использованием перепада давлений на бесконтактном
герметизаторе (рис. 122) или специально подводимого управляю-
щего давления, которые взаимодей-
ствуют с невращающимся, подвиж-
ным в осевом направлении кольцом
пары трения.
Рнс. 122. Комбинированное герметизирующее
устройство с отражателем (импеллером) ! в каче-
стве динамического герметизатора и с торцовым
герметизатором в качестве стояночного:
/ и 2 — вращающееся и невращающееся кольца
пары треиия торцового герметизатора; 3 — пру-
жина; 4 — сильфоны; S — иадпоршиевая полость;
6 — отверстие, сообщающее полость перед герме-
тизирующим устройством (полость высокого дав-
ления ра) с полостью 5; 7 — отражатель (импел-
лер), обеспечивающий при работе снижение давле-
ния до ри перед торцовым герметизатором
204
Необходимо отметить, что комбинированные герметизирующие
устройства, в которых торцовый герметизатор отключается под-
водом управляющего давления, требуют установки дополнитель-
ной системы корреляции по времени между моментом подачи управ-
ляющего давления и величиной частоты вращения или перепадом
давления на бесконтактном герметизаторе, что существенно
усложняет конструкцию.
Эффект избирательного переноса. Для улучшения режимов
трения и износа и как следствие теплового режима уплотнений
(торцовых и манжетных) может быть использован эффект изби-
рательного переноса с помощью смазки или смазочных жидкостей,
содержащих порошки бронзы или латуни. Это еще не совсем
познанное явление, открытоеД. Н. Гаркуновым и И. В. Крагель-
ским, относится к явлениям физико-химической механики, рас-
сматривающей процессы деформирования и разрушения твердых
тел с учетом физико-химического влияния внешней среды.
На участках контакта в процессе трения вследствие повыше-
ния температуры и давления, а также передеформации поверх-
ностных слоев происходят своеобразные хемосорбционные (механо-
химическне) процессы, в результате которых с поверхности мед-
ного сплава удаляются атомы примесей легирующих элементов,
поверхность в тонком слое обогащается медью и как бы ожижается
вследствие слияния вакансий, образуя прочные связи со смазкой.
Новый мягкий и тонкий слой на поверхности обеспечивает мини-
мальное трение и почти полностью воспринимает деформацию.
Так как процесс деформации этого слоя происходит в восстанови-
тельной среде, например глицерин восстанавливает окись меди
до меди, и появление окисных пленок на образующемся медном
пористом слое исключено, то дислокации свободно в нем переме-
щаются и выходят на поверхность. Последнее устраняет разви-
тие процессов усталостного разрушения и вместе с взаимным пере-
носом металла с одной поверхности на другую обеспечивает экс-
плуатацию узла трения практически без износа.
Устойчивость этого эффекта определяется несколькими вза-
имосвязанными процессами. В обычных условиях какое-либо
случайное увеличение трения, приводящее к повышению темпе-
ратуры, вызывает десорбцию или разрушение слоя смазки, что,
в свою очередь, нарушает режим трения. В условиях же избира-
тельного переноса такое повышение температуры ведет к допол-
нительному извлечению легирующих примесей путем механо-
химического образования металлоорганических соединений
(с глицерином или со смазкой), а возможно и коллоидных рас-
творов металла.
Схватывание при избирательном переносе переходит в полез-
ный обратимый процесс. Оно происходит при отсутствии окисных
пленок и прн положительном градиенте механических свойств
по глубине, что увеличивает силы трения н сокращает
износ.
205
Самопроизвольное формирование контактных поверхностей
в узлах трения, работающих практически без износа, — сложное
явление, которое заслуживает дальнейшего глубокого изучения.
Однако уже сейчас накоплен достаточный опыт использования
эффекта избирательного переноса в различных уплотнениях, таких
как уплотнения валов электробуров, насосов, перекачивающих
воду и нефтепродукты, некоторых агрегатов химической промыш-
ленности, авиакомпрессоров ,и др.
Рекомендации по конструированию торцовых герметизаторов
из углеродных материалов
При разработке торцовых уплотнений необходимо учитывать
свойства углеродных материалов, из которых изготовляют уплот-
нительные кольца. Последние должны испытывать только сжимаю-
щие нагрузки. Толщина и высота уплотнительного кольца из
углеродного материала не должны быть меньше 0,1—0,2 его диа-
метра.
Фасонные уплотнительные кольца выполняют без концентра-
торов напряжения — все переходы необходимо закруглять.
Кромки уплотнительных колец, кроме рабочего пояска, должны
быть скошены.
Кольца от проворота фиксируют четным числом круглых штиф-
тов или лысок, расположенных симметрично оси кольца. Приме-
нение потайных винтов, шпоночных канавок с острыми углами
и т. п. недопустимо, так как даже незначительные местные напря-
жения вызывают коробление колец, а прорези с острыми углами
не только деформируют кольца, но и приводят к их разрушению
в процессе эксплуатации.
Распространена горячая посадка уплотнительных колец из
углеродных материалов в металлические обоймы. Вследствие
малого коэффициента линейного расширения углеродные уплот-
нительные кольца запрессовывают по наружному диаметру. Ме-
таллические обоймы подвергают термообработке для снятия вну-
тренних напряжений. В противном случае при .эксплуатации
обойма деформирует углеродное уплотнительное .кольцо. Для
обеспечения герметичности соединения углеродного материала
с обоймой горячую посадку выполняют с применением 'клеев
и смол, наносимых на холодное кольцо'перед установкой в горя-
чую Ч)бойму. Обойма Нагревается до ‘температуры примерно на
150° С больше рабочей температуры в уплотнении. После запрес-
совки углеродное кольцо [растачивают до необходимых раз-
меров.
Притирка рабочих поверхностей уплотнительных колец яв-
ляется окончательной операцией, после чего ни кольцо, ни обойма
не должны подвергаться никаким механическим или тепловым
воздействиям (сверление, фрезерование, шабрение, пайку, сварку
и подобные операции проводить запрещается).
206
Незначительные неравномерные деформации колец из углерод-
ных материалов, вызванные применением стопорных винтов,
штифтов, насаженных с натягом и т. п., приводят к деформации
уплотнительной поверхности. Длительная эксплуатация и по-
следующая механическая обработка не исправляют положения.
Такие кольца при эксплуатации деформируются и вызывают
утечку уплотнения.
Естественно, что горячая посадка должна быть выполнена
тщательно с учетом особенностей углеродных материалов. Наи-
более надежны в работе уплотнительные кольца из углеродных
материалов, установленные на О-образных резиновых кольцах.
Такое закрепление колец исключает возможность коробления по-
верхности трения в процессе эксплуатации.
На уплотнительных кольцах - из углеродных материалов до-
рожку трения делают уже, чем на сопряженном кольце из металла
или высокотвердого неметаллического материала во избежание
врезания более твердого кольца в мягкое. При применении пары
из одних углеродных материалов дорожки трения на вращающемся
и неподвижном кольце выполняют равной ширины. Во всех слу-
чаях острые кромки на дорожке трения колец из углеродных мате-
риалов не скашивают с целью исключения раскрытия пары рабо-
чим давлением среды н предотвращения попадания случайных
частиц в зону трения.
Поверхность колец необходимо обрабатывать по 6—7-му
классу шероховатости, а поверхность треиия — по 9—10-му
классу (ГОСТ 2789—73). Отклонение от плоскостности поверх-
ности трения не должно превышать 0,0009 мм. При проверке пло-
скостности стеклянными пластинами ПИ полосы интерференции
света должны быть расположены концентрично осн уплотнитель-
ного кольца, что обеспечивает наилучшие условия смазки поверх-
ности трения при эксплуатации.
Конструирование элементов торцового герметизатора
Опорные уплотнительные кольца. Опорные кольца из твердых
металлических материалов запрессовывают в обоймы или одну
из деталей машин (рис. 123, а, б, в). В ряде случаев опорным коль-
цом может служить крышка аппарата или машины (рис. 123, г).
Вращающиеся опорные кольца можно запрессовывать непосред-
ственно на вал или через промежуточное кольцо (рис. 123, <?).
Если коэффициент линейного расширения материала кольца
меньше, чем у материала вала, необходимо опорное кольцо уста-
навливать через эластичную прокладку, например О-образное
резиновое кольцо (рис. 123, е), и фиксировать от проворота под
действием момента сил трения.
Невращающееся опорное уплотнительное кольцо реактора
с перемешивающим устройством, имеющим верхний привод, мо-
жно закреплять на крышке реактора накидным кольцом (рис. 124).
207
Рис. 123. Конструкции опорных уплотнительных колец:
а, б, в, г — иевращающихся; д, е — вращающихся
Рис. 124. Схема закрепления иевращаю-
щегося опорного уплотнительного коль-
ца торцового уплотнения аппарата с
защитным покрытием:
/ — опорное кольцо; 2 — упорное коль-
цо; 3 — накидная гайка; 4 — стяжной
болт; 5 — крышка аппарата; 6 — эла-
стичная прокладка
Рис. 12Б. Схема закрепления вращающе-
гося опорного уплотнительного кольца
навалу реактора с верхним приводом:
I — упорное уплотнительное кольцо;
2 - опорное уплотнительное кольцо,
3 — уплотнение кольца иа валу; 4 —
поджимная втулка, 5 — поджнииой
болт, 6 — водило, 7 — стяжной болт
Рис. 126. Уплотнение опорного кольца
О-образиыми резиновыми кольцами:
1 — упорное кольцо, 2 — опорное коль-
цо; 3 — О-образиое кольцо. 4 — поджим-
ная втулка. 5 — поджимной болт, 6 — во-
дило
Рис. 127. Схема уплотнения опорного и
упорного колец О-образными резиновыми
кольцами
I — фиксатор; 2 — поджимная пружина;
3 — О-образиое кольцо; 4 — обойма упор-
ного кольца; 5 — упорное кольцо; 6 —
крышка; 7 — О-образиое кольцо; 3 —
опорное кольцо; 9 — вал
В эмалированном аппарате опорное кольцо крепят через эластич-
ные прокладки. В этом случае необходимо обращать внимание на
то, чтобы кольца из неметаллических материалов при работе
испытывали только напряжение сжатия как от иакидиого, так
и от упорного колец.
В уплотнениях реакторов вращающееся опорное кольцо за-
крепляют с помощью разрезного водила (рис. 125), фиксирую-
щегося и а валу болтом. Такое кольцо может быть и цельнометал-
лическим и составленным из твердого неметаллического материала.
Для предотвращения утечки среды через соединение с корпу-
сом или валом используют клей на основе эпоксидной смолы ЭД-6
или фенолформальдегидную смолу. В случае свободных посадок
применяют мягкие прокладки, сальниковые иабивки, О-образиые
кольца (рис. 126 и 127).
Упорные уплотнительные кольца. Трудность уплотнения щели
между упорным кольцом и валом или корпусом связана с тем, что
упорное кольцо должно иметь возможность перемещаться вдоль
вала и следить за опорным кольцом при вращении. Уплотнение
упорного кольца называют вторичным уплотнением.
Рас. 128. Вторичные уплотнения упорного кольца:
а — эластичным кольцом 3 прямоугольного сечения:
/ — опорное кольцо; 2 — упорное кольцо; 4 — поджимная втулка; 5 — пружина;
б — манжетное: / — опорное кольцо; 2 — упорное кольцо; 3 — манжета; 4 — поджимная
пружина; 5 — браслетная пружина;
а — коническое: / — защитная втулка; 2 — шайба; 3 — корпус уплотнения; 4 — пру-
жина; 5 — коническое кольцо; 6 — упорное кольцо; 7 — опорное кольцо;
« — конической шайбой 4; / — фиксатор; 2 — пружина, 3 — поджимная шайба; 5 —
упорное кольцо; 6 — опорное кольпо; 7 — эластичная прокладка
М Г. А. Голубев н Др. 209
В одинарных уплотнениях в качестве вторичного уплотнения
чаще других используют О-образные резиновые кольца (см.
рис. 127). Посадочные места под такие кольца должны быть обра-
ботаны по 7—8-му классу шероховатости, что устраняет прилипа-
ние резины к металлу.
На рис. 128, а показано вторичное уплотнение, представляю-
щее собой кольцо прямоугольного сечения, зажатое между упор-
ным кольцом и нажимной втулкой. Такие кольца изготовляют из
эластичных материалов или фторопласта.
В уплотнениях для сильных агрессивных сред используют
манжеты со встроенным упорным кольцом. В такой манжете кон-
тактный поясок обжимается по валу пружинным кольцом — бра-
слетной пружиной (рис. 128, б).
На рис. 128, в приведено вторичное уплотнение, выполненное
из фторопласта-4 в виде конуса. Конусность по наружному и
внутреннему диаметрам выбирают с учетом диаметра вала, тем-
пературы рабочей среды и условий обеспечения подвижности
упорного кольца [61.
В ряде случаев применяют вторичное уплотнение в виде кони-
ческой шайбы, поджимаемой пружиной через металлическую про-
кладку (рис. 128, г). Под действием пружины такая шайба из
фторопласта стремится выпрямиться, а наружная и внутренняя
кромки ее уплотняют контакт.
Во всех случаях материал вторичного уплотнения должен
быть коррозионностойким и не разрушаться под воздействием
температуры.
§ 5. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПАР ТРЕНИЯ
ТОРЦОВЫХ ГЕРМЕТИЗАТОРОВ
К материалам пар трения, предназначенным для работы вторцовых
уплотнениях, контактирующих с агрессивными средами, предъ-
являют следующие требования [1, 5, 8, 11, 221:
1) стойкость к воздействию агрессивной среды;
2) непроницаемость для сред, контактирующих с уплотнитель-
ными кольцами;
3) стойкость к воздействию температурного градиента;
4) отсутствие схватывания и заедания;
5) достаточная фрикционная теплостойкость;
6) максимально возможный ресурс работы;
7) стабильность по времени коэффициента трения и минималь-
ная его величина.
Стойкость к воздействию агрессивных сред. Большое число
агрессивных сред и условий эксплуатации (по нагрузкам, скоро-
стям, температурам и т. п.), а также различные стоимость и тех-
нологичность материалов приводят к тому, что для изготовления
уплотнительных колец нельзя использовать одну или две универ-
сальные пары трения.
210
В каждом конкретном случае с учетом условия эксплуатации
и экономической целесообразности необходимо подбирать мате-
риалы пар трения.
Очевидно, из определенного числа сравнительно универсаль-
ных материалов следует выбирать наиболее износостойкую
и надежную пару трения для конкретных условий эксплуатации.
Материалы, применяемые для пар трения, подразделяют на
следующие группы: а) материалы на основе углерода; б) неме-
таллические высокотвердые материалы; а) металлические мате-
риалы; г) материалы на основе полимеров.
Как правило, опорные уплотнительные кольца изготовляют
из материалов групп бив, упорные уплотнительные кольца —
преимущественно из материалов групп а и г.
Материалы для опорных уплотнительных колец. Исходя из
требований, предъявляемых к материалам пар трения для изго-
товления опорных колец, применяют металлические материалы
(табл. 14), а также твердые неметаллические материалы (табл. 15).
Коррозионностойкие стали 12Х18Н ЮТ и 10Х17Н13M3T реко-
мендуется применять после закалки (1050—1100° С, охлаждение
в воде), что дает однородную структуру твердого раствора аусте-
нита, сообщающего металлу хорошую пластичность и высокую
коррозионную стойкость. Высоколегированную сталь 6ХН28МДТ
применяют также после закалки (1050—1080° С, вода).
В зависимости от коррозионной активности среды выбирают
одну из этих сталей. В связи с тем, что стали имеют низкую твер-
дость, антифрикционные материалы, работающие в паре с ними,
должны быть также не высокой твердости. Обычно это антифрик-
ционные материалы на основе углерода (АГ-1500, АГ-1500С05,
АГ-1500 Б83 или химанит-Т) или материалы на основе фторо-
пласта] (Ф4Г21М7, Ф4К-20, АФГМ). Такие материалы исполь-
зуют только в условиях охлаждения пары трения жидкостью, когда
давление не превосходит 3—5 кгс/см2, скорость скольжения не
выше 5 м/с. Превышение указанных условий приводит к интен-
сивному износу и утечкам в уплотнении из-за нарушения качества
поверхности трения.
Опорные кольца из сталей 12Х18Н10Т, 10X17H13M3T и
6ХН28МДТ не работоспособны’в паре с упорными кольцами из
этих же материалов, из твердых обожженных материалов на основе
углерода, а также карбидов и твердых сплавов, так как возможно
заедание поверхностей трения.
Лучшие результаты по работоспособности 'имеет сталь
14Х17Н2 после закалки при 1000—1050° С (охлаждение в масле)
и отпуска при 275—250° С (охлаждение на воздухе). Твердость
достигает HRC 32—35.
С целью предотвращения заедания, а также для работы в усло-
виях больших скоростей скольжения и нагрузок в паре трения
для изготовления опорных колец применяют твердые стали и
сплавы.
и* 211
Физико-механические саойстаа сталей и сплавов
Марка стали ; Плотность, г/см1 : ! Предел прочности _ 5s А , Ударная вяз- кость, кгс-м/см* НВ Модуль упруго- сти, кгс/ыы* 1
кгс/мн*
12Х18Н10Т 7,8 50 20 15 130—180 20 300
10X17H13M3T 7,9 52 23 15 130-190 20 300
6Х28МДТ 7,96 55 25 10 130-190 19 730
40X13 7,70 - — 50 21 000
95X18 7,70 - 50 23 000
14Х17Н2 7,70 но 85 — 32-35 21 000
В Кб 14,8 135 HRA 88 55 000
ШХ15 7,8 60-75 38-42 4,5 HRC 61-65 -
ХВГ 7,83 160 HRC 55-62
38ХМЮА 100 85 9 229 —
Х12 — 152 — 2,9 HRC 62-64
35ХМ 95 75 8 250—302 22 000
40Х 7,82 100 80 6 217 21 400
Х5М 7,75 74,0 61 12 352 20 600
38ХА — 95 80 9 207 20 000
Сталь 45 7,85 61 6 114—217 20 400
Р18 8,7 300 - 0,4 HRC 62 —
Стеллит ВЗК 8,55 Прн рас- — 41—43
(свойства одно- тяженин
слойной наплавки) 60-70
212
Таблица 14
Температура закалки, °C (среда) Коэффициент линейного расширения (а-10°) в диапазоне температур, °C Теплоемкость, кал/(г-’С) Коэффициент теплопроводно* стн, кал/(смс-°С)
20-100 20-200 20-300
1000—1080 (воздух или вода) 18,8 17,1 17,5 0,11 0,037
16,5 17,5 18,0 0,12 0,035
1050—1080 (вода) 10,9 12,9 13,6 0,12 0,032
1000—1050 (масло), отпуск, при 200—300 (воздух, масло) 10,5 11,0 11,0 — 0,070
То же 10,5 11,0 11,0 — 0,060
1000—1050 (масло), отпуск, при 275—350 (воздух) 10,0 10,5 11,0 — —
3,6 0,042 0,19
865 (масло), отпуск 150 13,0 13,9 14,6 — 0,095
820—840 (масло) отпуск 230— 280 11,0 — — — 0,075
12,3 13,1 13,3 0,09
1070, отпуск 160 — — — — —
850 (масло), отпуск 560 12,3 12,5 — — 0,097
850 (масло), отпуск 500 13,3 — — — 0,11
900 (масло), отпуск 600 11,5 — 0,11 0,09
860 (масло) отпуск 550 13,3 — — — 0,11
820—850, отпуск 550—650 12 — — — 0,115
1270—1290 отпуск 560 — — — — —
840—870, выдержка 2—3 ч, охлаждение с печью до 200, да- лее на воздухе — — — — —
213
Таблица 15
Фнзнко-механнческне свойства твердых неметаллнческнх материалов
Материал 1 Плотность, г/см* Предел прочности, кгс/мм’ Ударная вязкость, 1 кгс-м/см’ 1 Модуль упругости, кгс/мм* Л I 8 Коэ4>фицнент тепло- проводности при 20° С, ккал/(м-ч.°С) Коэффициент линей- ного расширения при 20—100’С (а* 10е) 1/°С
при растя- жении при сжатии (не менее) rfpH изгибе
сг-т 2.5 4-5 30-32 9—11 2.8 9; 50 HRC 70 100 4,6
сг-п 2,4 5—6 42—45 10-12 4,0 12,7 HRC 75 130— 150 4,2
С-2 2,9 3-4 18-32 9-11 — — HRA 60 — 4,5
ЦМ-332 2,9 13-15 40—5032—45 1,4— 5,0 38,0 HRA 90 15 8,5
Хромистые стали 40X13 и 95X18 используют после закалки
(1000—1050° С, масло) и низкого отпуска (200—300°, воздух
или масло), что повышает твердость стали 40X13 до HRC 50 и
стали 95X18—до HRC 55 [24].
Хромистые стали удовлетворительно работают как в паре
с мягкими материалами (типа АГ и Ф4Г21М7), так и в паре с твер-
дыми обожженными материалами иа основе углерода (типа 2П-
1000 и АО). В паре с мягкими материалами уплотнительные кольца
из хромистых сталей могут работать до невысоких значений ско-
ростей и нагрузок.
Скорости скольжения выше 10 м/с и давления больше
10 кгс/см2 могут привести к повышению износа материалов упор-
ных колец и даже к появлению терморастрескиваиия опорных
колец.
В этих же условиях по скорости и нагрузкам, ио при контакте
с более агрессивными средами применяют опорные уплотнитель-
ные кольца из коррозиоииостойкой стали, поверхность трения
которых наплавляют высокотвердыми сплавами стеллит ВЗК.
Толщина покрытия после механической обработки ие должна
превышать 0,5—1,5 мм с учетом условий терморастрескивания
и отслаивания иаплавлеииого металла
Наиболее распространена наплавка стеллитом (ВЗК), удовлет-
ворительно работающая с мягкими и твердыми антифрикционными
материалами.
При значительных скоростях скольжения (>10 м/с) и нагруз-
ках в паре трения (> 10 кгс/см2) хромистые стали и все виды напла-
вок склонны к терморастрескиваиию под воздействием температур-
ных градиентов. Удовлетворительные результаты в этих условиях
показывает твердый сплав В Кб—металлокерамический сплав,
иа основе WC + Со.
2 14
Особенностью этого материала является то, что в условиях
контакта с жидкостью оба элемента пары можно изготовить из
В Кб, причем на поверхностях элементов при значительных удель-
ных нагрузках и скоростях скольжения (10 кгс/см2; 10 м/с)
не появляется следов схватывания и заедания. Материал иа основе
карбида вольфрама удовлетворительно работает в паре со всеми
антифрикционными материалами.
Пара трения ВК6—ВК6 допускает присутствие небольшого ко-
личества абразива в жидкости, контактирующей с уплотнитель-
ными кольцами.
Неоднородность сплава ВК6 является причиной вытравления
связки при работе в некоторых агрессивных средах, в резуль-
тате выступающие зерна WC начинают действовать как резцы.
Опорные кольца можно изготовлять нз других сплавов иа
основе WC + Со, таких как ВКЗ, ВК4, ВК8 и из самофлюсую-
щихся сплавов, наносимых плазменным напылением [351.
Большое распространение для изготовления опорных колец
получили высокотвердые неметаллические материалы (см. табл. 15).
Высокой химической стойкостью в растворах кислот обладает
материал ЦМ-322 (спеченный А12О8). Опорные кольца торцовых
уплотнений из этого материала удовлетворительно работают со
всеми антифрикционными материалами при жидкостном и полу-
сухом трении. Однако этот материал имеет несколько отрицатель-
ных свойств— малую ударную вязкость (что приводит к поломке
колец при монтаже и транспортировке), склонность к терморас-
трескиванню при перепаде температур (250—20° С), а также
неудовлетворительную работоспособность в условиях сухого
трения, что проявляется при пуске оборудования.
Наибольшую работоспособность в качестве опорных колец
имеют графитокарбидокремииевые композиции СГ-Т, СГ-П,
а также связанный карбид С-2 (табл. 15).
Материалы СГ-Т и СГ-П представляют собой композицию,
состоящую из карбида кремния, графита и свободного кремния.
Выбранное оптимальное соотношение составляющих обеспечи-
вает высокие антифрикционные свойства и коррозионную стойкость
в большом числе кислых сред и слабых растворов щелочей. Высо-
кая теплопроводность материала и прочностные свойства исклю-
чают возможность терморастрескиваиия колец при v = 25 м/с
и q до 100 кгс/см2 [24].
Графитокарбидкремииевые композиции и самосвязаииый
карбид кремния применяют в паре со всеми антифрикционными
материалами, причем износ антифрикционных материалов при
работе по материалам типа СГ в 2—10 раз меньше, чем при работе
по металлическим и керамическим материалам.
В условиях допустимой большой утечки или при малых зна-
чениях </н v (до 5 кгс/см2 и 1 м/с) можно применять пару СГ—СГ.
Материалы для упорных уплотнительных колец. Упорные
уплотнительные кольца торцовых уплотнений, как правило, из-
215
готовляют из антифрикционных материалов на основе углерода
и на основе полимеров. Свойства материалов на основе углерода
приведены в табл. 16.
Таблица 16
Физико-механические свойства антифрикционных материалов
Материал • Плотность, г/см’ Предел прочности, кгс/мм’ Ударная вязкость, кгс-см/см’ Модуль упругости при сжатии £•10», кгс/см’ Твердость по Шору Коэффициент тепло- проводности при 20° С, ккал/(м-ч-°С) Коэффициент линей- ного расширения при 20—100° С, <х10‘, 1/°С
при растя - ! женин при сжатия при изгибе
2П-1000Ф* 1,65 — 16-17 7Л 2—4 1,40 70—75 70 6,5
АО-1500-СО5 2,4 15 10—12, 2—4 1,70 70—75 30 6-7
АО-1500-Б83 2,2 15 9—10 2-4 1,70 70—75 30 6,5
АГ-1500-С05 2,3 — 10 6— 7,5 2-4 1,35 65-70 70 6—8
АГ-1500-Б83 2,2 __ 10 5-6 2-4 1,35 70—72 70 6,5
Химаиит-Т 1,85 13-15 3— 3,8 2—4 — 70 50 14-15
Ф4Г21М7 2,1 1.1— 1,2 1,7 40 0,115 (дефор- мация 0,2% при рас- тяжении) НВ 5 0,92 70
Ф4К20 2,2 1,3 2 (де- фор- ма- ция 5%) 40 НВ 5 1,0 70
Графитированный материал АГ-1500 на основе углерода при-
меняют в уплотнениях, запирающих газы (конденсация влаги на
поверхности трения не допускается), с давлением среды не более
500 мм рт. ст. Материал АГ-1500 имеет низкий коэффициент тре-
ния и незначительный износ при условии выполнения предвари-
тельной приработки для образования ориентированной пленки
графита на материале контртела. Этот материал пористый и про-
ницаемый для газа; его не допускается применять для запирания
токсичных и взрывоопасных сред.
Графитированный материал АГ-1500-С05 на основе углерода,
пропитанный свинцом, с 5% олова—для обеспечения непрони-
цаемости. Упорные кольца из этого материала можно применять
в паре со всеми материалами, используемыми для изготовления
опорных колец. Для данного материала недопустимо выплавле-
ние материала пропитки под действием теплоты трения. Выплав-
216
ленный металл намазывается на контртело, что вызывает большой
износ и нарушение герметичности подвижного стыка.
Предельно допускаемая температура на поверхности трения
300° С. Применение этого материала в условиях контакта с агрес-
сивными средами определяется не только химической стойкостью
графита, но и материала пропитки.
Все вышесказанное об АГ-1500-С05 относится и к материалу
АГ-1500-Б83, пропитанному баббитом, только предельная темпе-
ратура иа поверхности несколько ниже 200° С.
Пропитка материала АГ-1500 фенолформальдегидной смолой
значительно расширяет группу агрессивных сред для его приме-
нения, но температурный предел снижается до 140—160° С.
В этих условиях, очевидно, происходит деструкция материала
пропитки, уплотнительное кольцо теряет герметичность, и повы-
шается износ.
Упорные уплотнительные кольца из твердого материала на
основе углерода (обожженные) применяют только пропитанными
и только в паре с опорными кольцами из твердых материалов.
Применять для контртела материалы 12Х18Н10Т, 10X17H13M3T,
6ХН28МДТ не рекомендуется из-за возможного образования на
их поверхностях трения глубоких рисок и задира.
Материалы типа АО выпускаются промышленностью пропитан-
ными либо свинцом с 5% олова (АО-1500-СО5), либо баббитом
(АО-1500-Б83). Выбор марки материала определяется химичес-
кой стойкостью материалов основы и пропитки.
Твердые материалы на основе углерода применяют при боль-
ших нагрузках, чем графитированные, в условиях контакта пары
трения с жидкостью.
С целью повышения химической стойкости уплотнительные
кольца из материала АО-1500 пропитывают фенолформальдегид-
ной смолой.
Материал 2П-1000 хорошо себя зарекомендовал в ряде высоко-
нагруженных торцовых уплотнений. Для обеспечения непроница-
емости этот материал пропитывают смолами или суспензией
фторопласта-4Д. Наилучшие результаты достигаются при работе
его в паре с графитокарбидокремниевыми композициями.
Антифрикционный материал химанит-Т выпускается газо-
непроницаемым. Высокая теплостойкость (300° С) и низкий коэф-
фициент трения обеспечивают работоспособность этого материала
при скоростях скольжения до 25 м/с и значительных удельных на-
грузках (80 кгс/см2). Состав материала позволяет его использо-
вать во многих агрессивных средах. Упорные кольца из хима-
нита-Т не вызывают значительных повреждений поверхности
трения опорных колец из стали твердостью меньше НВ 150 [331.
Высокая химическая стойкость материалов на основе фторо-
пласта с наполнителями (графит, дисульфид молибдена, стекло-
волокно, кокс и т. п.) позволяет применять упорные кольца
в агрессивных средах, в которых другие антифрикционные мате-
217
риалы разрушаются. Ф4Г21М7 — композиционный материал на
основе фторопласта-4 с наполнителями графитом и дисульфидом
молибдена применяют со всеми материалами опорных колец. Наи-
лучшее сочетание ФГ421М7 и СГ-Т или с СГ-П.
Ф4К-20 — композиция фторопласта-4 с коксом используют
при более высоких нагрузках, чем материалы типа Ф4Г21М7.
АФГМ — композиционный материал, содержащий графит и
дисульфид молибдена со связкой фторопластом-4. Небольшое со-
держание фторопласта-4 ограничивает его применение в ряде
агрессивных сред.
Все композиционные материалы на основе фторопласта рабо-
тоспособны только до температуры 120° С в зоне треиия, выше ко-
торой начинается интенсивный износ вследствие размягчения
связки.
Необходимо отметить, что эти материалы в торцовых уплот-
нениях изнашиваются больше, чем материалы на основе углерода,
поэтому их применять необходимо только в случаях, когда из-за
ударных нагрузок и агрессивности среды невозможно использо-
вать углеродные материалы.
В торцовых уплотнениях, где запирающей жидкостью является
масло, упорные уплотнительные кольца изготовляют из бронзы
Бр. ОЦС 5-5-5, Бр. АЖН 10-4-4 и т. п. Однако в условиях больших
удельных нагрузок и скоростей скольжения лучшие результаты
показывают сплавы СДС-1 и СДС-4.
Таблица 17
Допустимые удельные нагрузки (кгс/см2)
для антифрикционных материалов и твердых
неметаллических материалов в парах треиия
одинарных и двойных торцовых уплотнений
без подпора жидкости
Материал Твердость металличе- ских мате- риалов Твердые не- металличе- ские мате- риалы
1 1 0В1 > ян HRC > 40 j СГ-Т СГ-П С-2 ЦМ-332
2П-1000-Ф 10 35 20
АО-1500-СО5 — 5 20 10
АО-1500-Б83 — 5 15 7
АГ-1500-С05 5 10 15 10
АГ-1500-Б83 5 10 10 7
Химанит-Т 10 10 60 60
Ф4Г21М7 5 5 5 5
Ф4К20 5 5 5 5
СГ-Т — — 30
СГ-П — — 30 —
Таблица 18
Допустимая температура
для антифрикционных
материалов и твердых
неметаллических
материалов
Материал Температура, °C
2П-1000-Ф 140
АО-1500-СО5 300
АЛ-1500-Б83 200
АГ-1500-С05 300
АГ-1500-Б83 200
Химанит-Т 300
Ф4Г21М7 120
Ф4-К20 120
СГ-Т 400
СГ-П 400
С-2 400
ЦМ-332 200
218
Таблт
Предпочтительное сочетание материалов пар трения для одинарных
и двойных уплотнений без подпора запирающей жидкости
Материал , 2П-1000-Ф AO-1500-CO5 AO-1500-B83 SOO-OOBI-JV ! АГ-1500-В83 Хнманнт-Т 1 i Ф4Г21М7 Ф4К20 СГ-Т СГ-П
12Х18Н10Т + +
10X17H13M3T — — — -+• + + — —
6ХН28МДТ — — — + + — —
40X13 -+• ± ± + + + + —— ——
95X18 -+• ± + + - + + — ——
14Х17Н2 — — — + + + + —— —
взк -+• -+• + + 4- + —
СГ-Т + + + + + + + + +
СГ-П + + + + 4- + + +
С-2 + + + + + + + —— ——
ЦМ-332 + + + + + + + — —
Обоэиачеиия: 4- — применяемое сочетание, 4: ' применяемое ограниченно
— иепримеияемое.
Таблица 20
Предпочтительные сочетания материалов пар треиия для двойных
торцовых уплотнений с подпором запирающей жидкости
Материал
12Х18Н10Т
10X17H13M3T
6ХН28МДТ
40X13
95X18
14Х17Н2
ВЗК
СГ-Т
СГ-П
С-2
ЦМ-332
Обоэиачеиия:
4- — применяемое сочетание; — — иепримеияемое.
СДС-1 — синтетический дисперсный сплав иа основе Бр. АЖН
10-4-4, содержащий до 40% мелкодисперсного графита.
219
Таблица 21
Применимость материала в агрессивных средах
8 S3 V5 О 3
е S’ и из г.
Агрессивная среда i о § О © § А о ю S X я я L В н 5 е, §
Е § < < х е е и- и й я
Вода + 4- + + 4- + 4- 4- + 4* + 4-
Вода + СО» + + + + + 4- + + 4- 4- + +
Морская вода NaC104 (0,5%, 20° С) + + + + 4- 4- 4- + + + 4-
+ 4- 4* 4* + +
NaC104(0,5%, 100° С) + 4- 4* 4- + +
КМпО4 (0,5%, 20° С) 4- + + -I- 4- 4- + 4- 4- 4- 4- +
КМпО4 (0,5%, 100° С) — — — - + + 4- 4* 4* +
HNO3(65%, 20° С) — 4* — 4- — — + + + + +
HNO3(65%, 50° С) — — — — — 4* + 4- 4- + 4-
HNO3(70%, 110° С) ± ± 4- 4*
HNO3(10%, 80° С) — — + 4* 4- 4- + 4-
H»SO4 (48%, 20° С) 4- — -1- 4- + "Т* + + + 4-
H»SO4(48%, 120° С) — + + — — + + -г +
H»SO4(96%, 20° С) — — — — — — + 4* 4* + + +
H»SO4 (10%, 80° С) + — + 4- ± -1- + + + 4-
H»SO4(96%, 60° С) — — — — 4- •|- 4-
H»SO4 (16%, 60° С) 4" “7" — — + 4- + 4- +
H»SO4(60%, 60° С) 1- L 1 4- -к +
H»SO4 (10%, 20е С) т + + 4- Г J- -4 — +
H»SO4 (96%, 40° С) “t 4- 4- -L ! 1
НС1 (2%, 60° С) L 'Ь -4- -1. —1 -
НС1 (34%, 100° С) 4- — - ! 4- 4 L-
НС1 (10%. 80° С) 4 — — 4- 4- -i- -7- • —
НС1 (36%, 20° С) -ь — — — — + —J- 4- и
HF (50%) — — - - 4 -
HF (60%) — — — 4- —
HF (70%) — — — — - — 4-
HF (30%) — — — —. — — —1— 4- +
HF (40%) - - - т* 4- — -1-
NH4OH (20%) 4- + 4* + 4- 4- 4- + 4- 4- 4- -1-
NaOH (20%, 20° С) — — — 4- + "Г + -L + 4_
NaOH (20%, 50° С) — - — - + + 4- -4-
NaOH (30%, 80° С) — — — -! ~г + + -4-
NaOH (50%, 20° С) — — — — + 4* -f- -1- —
КОН (50%, 20° С) — — — — 4- 4- 4- 4-
СН3СООН(15%,60°С) + 4- + 4- -1-
СН3СООН (10%, 80°С) + — — — 4- 4* 4* + 4- + 4*
Н3РО4(85%. 100° С) + + 4- 4- 4-
Расплав капролактама 4* 4* + 4- 4* “1“ — + + +
Дихлорэтан + — — — — + 4* 4- + + + 4-
Ацетон + 4- + 4* 4* + 4- + 4- + + +
Метилацетат (50%, 4Л° гч -1- + + + 4- + 4* + 4-
Этнлндендиацетат 4- + 4- 4- F 4* 4- 4*
(75%, 40° С) Этилацетат (98%, + + 4- 4- 4" 4*
72° С)
Уксусный ангидрид (70%, 140° С) 4* + 4* 4*
220
Упорные кольца из СДС-1 необходимо применять в паре с твер-
дыми неметаллическими материалами. При удельных нагрузках
выше 5—7 кгс/см2 контртело следует изготовлять из графитокар-
бидокремниевого материала (СГ-Т, СГ-П или С-2).
В уплотнениях, где пара трения работает с ограниченной смаз-
кой маслом (попадание паров, брызг масла), наилучшие резуль-
таты показывают упорные кольца из СДС-4 (сплав на основе
бронзы, содержит дисульфид молибдена). Опорные кольца для
работы с СДС-4 изготовляют из высокотвердых металлических
материалов (HRC > 40).
Упорные кольца из материалов на основе углерода, полиме-
ров, бронз не рекомендуется применять в условиях, прн которых
возможно попадание абразивных частиц на поверхность трения.
Пределы применения материалов по нагрузкам и температурам
приведены в табл. 17 и 18.
Сочетание материалов. Материалы для изготовления опорных
и упорных колец торцовых уплотнений должны отвечать требова-
ниям конкретных условий эксплуатации.
В первуюочередь материалы выбирают в зависимости от харак-
теристик рабочей среды, температуры в зоне трения, удельной
нагрузки в паре трения. Затем подбирают сочетание материалов
пар трения, исключающее возможность образования схватыва-
ния и заедания, а также обеспечивающее ее максимальную износо-
стойкость и минимальный коэффициент трения.
Наиболее целесообразные сочетания материалов из числа рас-
смотренных приведены в табл. 19 и 20. Из них следует выбирать
сочетания, обеспечивающие максимальную работоспособность
уплотнения в конкретных условиях эксплуатации (табл. 21).
§ в. ВЛИЯНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ
НА РАБОТУ ТОРЦОВОГО ГЕРМЕТИЗАТОРА
Влияние точности изготовления элементов конструкции. К тех-
нологическим факторам, существенно влияющим на работоспособ-
ность торцового герметизатора, следует отнести неточности, свя-
занные с его монтажом (например, установка невращающихся
н вращающихся колец пары трения, опор упругих элементов и
других деталей с перекосом нх осей относительно оси вращения),
биениями опорных подшипников вала и с изготовлением деталей
герметизатора.
Влияние неточностей монтажа и биений, а также неточностей
изготовления поводков, шпонок и пазов для них подробно разо-
брано в работе [6]. Поэтому проанализируем влияние неточности
изготовления колец пары трения торцового герметизатора, его
упругих элементов и опорных гнезд на сжимающее усилие Р и
контактное номинальное давление ра, от которых во многом зави-
сит работоспособность герметизатора, особенно при использовании
уравновешенных (разгруженных) конструкций.
221
Влияние указанных неточностей изготовления определим для
двух’случаев, взаимно дополняющих друг друга.
1 .' Величина сжимающего усилия и контактного давления оп-
ределяется только составляющей от действия упругих элементов
(что эквивалентно Рр = Рщ = Ртр = 0), т. е.
(280)
2 . Величина сжимающего усилия и контактного давления опре-
деляется только составляющими от действия давления гермети-
зируемой среды р и давления в зазоре рщ пары трения (что экви-
валентно Ру = Ртр = 0), т. е.
Р = Рр—Рщ. (281)
Первый случай. Рассмотрим сильфонный торцовый
герметизатор (рис. 129), поскольку при изготовлении сильфонов
обычно наблюдается большой разброс по величине жесткости
в сравнении с расчетными величинами. Жесткость достаточно
велика, и при незначительных осевых деформациях герметиза-
тора существенно изменяется величина осевого сжимающего
усилия:
Ру = (Яп + *с)Д^ (282)
р _ 4(К„4-Кс)Д£
— n(D? — D’) ’
где К„ — жесткость пружины; Кс — жесткость сильфона; Д£ —
величина сжатия сильфонного герметизатора от начальной длины
Lo (длина без нагружения осевой силой) до монтажной длины L,
определяемой размерами гнезда под торцовый герметизатор.
I-1е Лс .1 л
Рнс. 129. Сильфонный торцовый герметизатор:
/ — вал; 1 н 3 — вращающееся и невращающееся кольца пары треиия; 4 —
обойма кольца 3, 5 — пружина, 6 — сильфон: 7 — фланец; в — вспомогательный
герметизатор; 9 — манжета; Ю — пружинное разрезное кольцо; 11 — шарико-
подшипник: 12 — корпус машины; 13 — вспомогательный герметизатор: 14 —
контршайба; !5 — гайка; 16 — крышка
222
Из рис. 129 следует, что
^о = /п + с + е — Р~а 4-/ — <7 —Ь = /с + с + е~Р + / — <7-
(284)
Поскольку сильфон 5 и пружина-6_скреплены между собой и
действуют в противоположных направлениях, при их равновесии,
определяющем величину Lo,
(А)п — 4)= *с (4 — 4с)> (285)
где /Оп и 4с — Длина соответственно пружины и сильфона в сво-
бодном состоянии (до монтажа в сильфонный герметизатор).
Так как 4 = 4 + а 4- Ь (см. рис. 129), то можем записать
зависимость длины /п, устанавливающейся после сборки деталей
сильфонного герметизатора, от жесткости сильфона и пружины:
Г _ Кс4с Т- Кп1цП + Кс (в 4- b) /ООС\
п~ Кс + Ка • (286)
После подстановки зависимости (286) в формулу (284) получим
I _ Кс4с + Knlon + Кс(а + Ь) . f .
Ц- Кс + Кп +с + е + г а — ° Р Я-
(287)
С учетом уравнений (280), (282), (287) и
L — n — т — q -|-6 (288)
найдем выражение для осевой силы Ру:
Ру=Лс4с 4~ ^Сп4п 4- (а 4-ь) 4- (Кс 4- Кп) (с 4-m 4-е 4- /) —
- (Кс 4- /Q (а + Ь) - (Кс + Кп) (п 4- р + б), (289)
где б — осевая игра радиально-упорного подшипника качения //;
n, т, q — осевые размеры (рис. 129).
Запишем формулу для давления ра на контактирующих тор-
цовых поверхностях сильфонного уплотнения от действия упругих
элементов (пружины и сильфона);
KcIqc + KtJ/>n 4- Кс (в +t>) + (Кс + Кп) (с + т + в + /) —
— (Кс + Кп) (о + Ь) — (Кс + Кп) (п + Р + 6)
Ра— -
(290)
Поскольку при изготовлении элементов сильфонного гермети-
затора их геометрические размеры имеют некоторые отклонения от
номинальных значений, ограниченные классом точности изготов-
ления, то величины Ру и ра также будут принимать различные
значения, отличающиеся от расчетных номинальных.
223
Результаты расчетов позволяют сделать некоторые выводы:
1. Изготовление осевых и радиальных размеров элементов
сильфонного герметизатора с точностью, соответствующей 1—3-му
классу, может вызвать небольшое отклонение сжимающего усилия
и контактного давления от номинальных значений (в пределах
±5%) при условии, что жесткость сильфона и жесткость пружины
имеют номинальные значения. Поэтому при изготовлении элемен-
тов сильфонного герметизатора нет необходимости задавать более
высокую точность, чем точность, соответствующую 3-му классу.
2. При изготовлении осевых и радиальных размеров элементов
сильфонного герметизатора по 1—5-му классу точности основное
влияние на отклонение сжимающего усилия и контактного дав-
ления от номинальных значений оказывают упругие характери-
стики сильфона и пружины; при изготовлении элементов сильфон-
ного герметизатора с меньшей точностью — неточность изготов-
ления осевых и радиальных размеров.
3. Основное внимание при изготовлении сильфонного герме-
тизатора следует обращать на уменьшение отклонений жесткости
сильфона от номинального значения, что может быть достигнуто
повышением точности его изготовления.
4. Осевая игра радиально-упорного шарикоподшипника мо-
жет вызвать отклонение сжимающего усилия и контактного давле-
ния от номинальных значений в пределах 2%.
5. При разработке какой-либо конструкции сильфонного гер-
метизатора следует анализировать влияние на давление размеров
элементов уплотнения и погрешностей при их изготовлении, а
также влияние отклонений жесткости сильфона и пружины от
номинальных значений.
6. Отклонения сжимающего усилия контактного давления от
номинальных значений могут достигать еще больших значений
вследствие неравномерности упругих характеристик сильфона
и пружины по периметру, неперпендикулярности торцов пружины
и сильфона и т. п.
Влияние этих факторов может быть уменьшено, например,
установкой нескольких небольших пружин по периметру с тща-
тельным индивидуальным подбором каждой пружины, повышением
точности изготовления пружин и сильфонов, снижением доли
упругих сил от действия сильфона и пружины в общем балансе
сил и т. п.
Второй случай. Рассмотрим торцовые герметизаторы
типа изображенных на рис. 129 и 89:
PP = ^-p(D!-ds), (291)
для сильфонного торцового герметизатора (см. рис. 129)
(292)
224
для герметизатора на рис. 89 d — диаметр вспомогательного
герметизатора подвижного в осевом направлении кольца пары
трения.
По данным Майера [39], для нагруженных торцовых гермети-
заторов 1) Рщ 0. поэтому Рщ = 0, для частично и пол-
ностью разгруженных торцовых герметизаторов
D,
Pui = ~y \ Pm(D)DdD, (293)
О,
где D — переменный диаметр, а распределение (D) зависит
от процессов в зазоре пары трения. Для простоты анализа примем
линейное распределение по радиусу, тогда
f294’
отсюда
Рщ = р да - DiDi — Di). (295)
Таким образом, с учетом изложенного выше номинальное
контактное давление может быть вычислено по следующим форму-
лам для торцовых герметизаторов:
нагруженных (рщ = 0)
-ном Ра d2 /опс\
Ра =P^DV (296)
разгруженных, при линейном распределении по радиусу давле-
ния в зазоре пары трения
= Р---------Z^I>r-----------I297»
Обозначим
-^- = 5 (298)
и
^- = 5- (299)
С учетом этих обозначений формулы (296) и (297) примут вид
для герметизаторов:
нагруженных
_ 1
Р “1-6*
15 Г. А. Голубев и др.
225
(300)
разгруженных
₽а°“ _ !-£’ 2 + g
р ~ l-v 3(1 + 5) •
(301)
Предполагая, что предельные допуски прн выполнении диа-
метров D2, Di и d одинаковы (это полностью справедливо, если эти
диаметры находятся в одной размерной группе таблицы допусков),
можем записать для герметизаторов:
нагруженных
Ра _ (Р2±&Р)г-(<1±ДО)*
Р “ (О, ± ДО)’ — (О, ± ДО)’ ’
разгруженных
Ра _ (О, ± ДО)’ — 3 (d + ДО)’ + (D, + ДО) (Dt ± ДО) 4- (Dt ± ДО)*
Р 3 [(О, ± ДО)’ - (Ot ± ДО)’]
(303)
Тогда относительная погрешность контактного давления
. _ -НОМ
Дра Pg Ра
-ном лИОМ
"а иа
(304)
может быть выражена через 5, &D и D2 для герметизаторов:
нагруженных
Дра _ 2 (5 + О ДО
(304а)
разгруженных
(l-U)[l-3£’ + 5 + £’ I 3^(! |-5 + 2С)]-
да= -(i+e<2^)(|+{+e.-3P) w
ра°* ~ (1 -П 2—-) (1 >-5’ г|-3£’) °*
(3046)
При достаточно больших габаритах герметизаторов (например,
при D2 = 20 мм и более) даже отношение в формулах (304а)
и (3046) обычно пренебрежимо мало по сравнению с величиной
(1 + £). Для этого случая формулы (304а) и (3046) значительно
упрощаются.
Окончательно имеем для герметизаторов:
нагруженных
Дра . / 2_____________2 \ ДО
риом - \ 1 - $ 1 + 5 / О, ’
(305а)
226
разгруженных
&Ра рНОМ Га 3(1 л-20 ДО (3056)
(J + 5 +О-зс«) о, •
Обозначив через А величину
Л__2 2_ 1-£ 1+g (306)
и через В величину
* д _ 3(1+6 + 20 1 -1-5 + V-30 ’ (307)
запишем формулы (305а) и (3056) в следующем виде для гермети-
заторов:
нагруженных
^=±-4-ТГ> <30ва)
разгруженных
4^=±В-^- (3086)
Результаты расчетов коэффициентов А и В, а также номиналь-
ного значения коэффициента нагруженности -у- в зависимости
от величин £ и £ приведены в табл. 22 (£ = 0,7-5-0,98 и £ — 0,7-5-
-5-0,99).
Как указывалось выше, значения коэффициента А, очевидно,
приемлемы для нагруженных торцовых герметизаторов 1
а значения коэффициента В — для разгруженных герметизаторов
< 1) . По этой причине в табл. 22 приведен не весь диапазон
значений коэффициентов А и В, подсчитываемых по формулам
(306) и (307). Кроме того, в случае принятого допущения о линей-
ном распределении давления в зазоре пары трения, при значениях
< 0,55-5-0,6, как это следует из формулы (301), величина р™*1
существенно убывает, поэтому коэффициент В быстро увеличи-
вается, приобретая слишком большие значения. В табл. 22 при-
ведены некоторые из этих, практически нереальных, значений
коэффициента В.
Легко заметить, что значения коэффициента А мало зависят
от величины
Так, даже при £ = 0,7 и £ = 0,7-5-0,99, что соответствует коэф-
фициенту нагруженности 2~- = l-s-25,6, величина А изменяется
от 5,49 до 5,662, т. е. ее отклонения от среднего значения не пре-
15*
227
й Таблица 22
Значения коэффициентов А, В и — в зависимости от величии £ и £
Коэффицнеиты II
0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,95 0,97 0,98 0,99
Ра/Р 1,000 1,164 1,416 1,836 2,685 5,23 8,63 12,87 25,6
0,70 А 5,49 5,53 5,56 5,59 5,62 5,64 5,65 5,66 5,662
В 12,90. 11,22 — — — — — —
Ра/Р 0,857 1,000 1,214 1,575 2,303 4,49 7,41 11,04 22,0
0,75 А 6,82 6,86 6,89 6,92 6,95 6,98 6,985 6,990 6,995
В 19,10 15,59 13,14 — — — — — —
Palp 0,706 0,823 1,000 1,296 1,893 3,69 6,09 9,09 18,07
0,80 А — 8,86 8,89 8,92 8,95 8,98 8,985 8,99 8,995
В 36,65 25,60 19,60 15,85 — — — — —
PalP 0,544 0,634 0,771 1,000 1,460 2,845 4,700 7,010 13,93
0,85 А — 12,19 12,22 12,25 12,28 12,31 12,318 12,32 12,328
В 453 71,4 38,55 26,30 1 19,93 — ‘ — —
Продолжение табл. 22
Коэффициенты <п» и
0,7 0,75 | 0.8 0,85 0,9 9,95 0,97 0,98 0,99
Ра/Р 1 0,527 0,684 1,000 1,950 3,220 4,800 9,56 ’
0,90 А — — — 18,92 18,95 18,98 18,985 18,99 18,995
В — — 1080 76,9 39,7 26,65 — — —
Ра/р 0,514 1,00 1,648 2,460 4,900
0,95 А — — — — 38,95 38,98 38,985 38,99 38,995
В — — — — 4560 79,7 57,1 — —
- — — . — - - ' — — — —-
Palp — — — 0,606 Г,000 1,491 2,970
0,97 А — — — — 65,64 65,65 65,66 65,662
В — — — — — | 392 134 100 —
Ра/р — — — 1 1 1 0,670 1,000 1 1 1.988
; 98,985 98,99 98,995
0,98 А
397 200 133,3
В
вышают ±1,5%. Для более высоких значений величны £ эти
отклонения еще меньше, поэтому уравнение (306) можно упростить
н записать в следующем виде:
(309)
Для наглядности на рис. 130 представлены практически пре-
емлемые значения коэффициента А, вычисленного по формуле
(309) в функции от £, и значения коэффициента В в функции от £,
£ и -у- в соответствии с формулами (301) и (307). Кривая -у- = 1
ограничивает зону минимальных вероятных значений коэффи-
циента В для разгруженных торцовых герметизаторов. Значения
коэффициента А практически не зависят от коэффициента иагру-
жеииости. Пользуясь зависимостью, представленной на рис. 130,
можно с достаточной точностью определить коэффициенты А
и В для торцового герметизатора, выбранной конструкции, опре-
деляемой значениями £ и £ или £ и
При известных коэффициентах А или В вычисление относи-
тельной погрешности давления сводится к вычислению погрешности
базового диаметра Dt и умножению ее на коэффициенты А или б.
Рассмотрим на примере влияние неточности выполнения диа-
метров на контактное давление. Для этого выберем герметиза-
торы, имеющие макси-
мальные, но встречаю-
щиеся на практике зна-
чения величины А и В,
а следовательно, и от-
носительной погрешно-
сти контактного давле-
ния. Для нагруженных
торцовых герметизато-
ров, как упоминалось
выше, коэффициент иаг-
руженности -у- 1.
Для разгруженных тор-
цовых герметизаторов
рекомендуется незави-
симо от вязкости среды
коэффициент нагружеи-
иости — — 0,6 4- 0,7
Р
(для давлений среды до
20 ат) [25]. Поскольку
с уменьшением ~ рас-
тет относительная пог-
230
решность давления (рис. 130), то выберем предельный случай раз-
груженного герметизатора с коэффициентом нагруженности —
0,6 и нагруженного герметизатора с -у = 1.
Рассмотрим герметизаторы с наружными базовыми диаметрами
D2: 18; 50; 80; 120 и 180 мм, которые представляют собой крайние
наименьшие значения размеров в соответствующих размерных
группах таблицы допусков на изготовление. Поэтому расчетные
значения относительной погрешности этих размеров будут макси-
мальными для каждой размерной группы.
В табл. 23 приведена относительная погрешность выбранных
базовых диаметров D2 в зависимости от класса точности их изго-
товления.
Таблица 23
Относительная погрешность диаметра Di при различной точности
изготовления, %
сх h Класс том нести изготовления
к м Чо 1 2 3 4 5 7 8 9
18 0,036 0,064 0,125 0.389 0,778 1,445 2,333 3,610
50 0,018 0,030 0,060 0,200 0,400 0,740 1,200 1,900
80 0,013 0,022 0,044 0,144 0,288 0,544 0,875 1,373
120 0,010 0,017 0,033 0,108 0,221 0,416 0,667 1,041
180 0,008 0,012 0,025 0,083 0,167 0,320 0,528 0,805
Величина 5 характеризует отношение диаметров, ограничи-
вающих площадь поверхности контакта пары трения. Величину
этой площади обычно для получения наименьшей силы трення и те-
пловыделения на контакте выбирают наименьшей. Она лимити-
- „ D. — D,
руется прочностью герметизирующего бурта шириной —
которую рекомендуется принимать в зависимости от габаритов
уплотнения следующей [61: 2—4 мм при D2 — 20ч-60 мм, 3—5 мм
при Dt = 60-5- 100 мм и 4—7 мм при £>а = 100ч-200 мм.
Меньшие значения - предпочтительны для меньших
размеров. Эти значения —соответствуют следующим вели-
чинам 0,8—0,90 для Dt = 20-8*60 мм, 0,9—0,92 для Da = 60ч-
ч-100 мм и 0,92—0,93 для Da = 100ч-200 мм.
При выбранных значениях коэффициента нагруженности ~ =
— 0,6 для разгруженных конструкций значения £ в зависимости
от 5 и £>а будут следующими: 0,866—0,941 для D2 = 20ч- 60 мм,
0,941—0,953 для D2 — 60ч-100 мм и 0,953—0,959 для D2 = 100ч-
231
Рис. 131. Зависимость в относительных
единицах величин коэффициента относи-
. - &D
тельной погрешности габаритов —— и
относительной иогрешности жоитактного
давления Ьра/ра от базового диаметра
торцового герметизатора):
> - В' = - — --------- t (D,); 2 -
BD, =200 мм
7 ДО \ _ ДО/О, _ п ,
1 D, ) -(ad/d2)Oi=18iim
взяты условно £==£•= 0,905 с
-ь 200 мм. Для таких значений £
и ? коэффициенты В будут сле-
дующими: 122—200 для Dt =
20-ь 60 мм, 200—273 для D, =
60-ь 100 мм и 273—304 для
О2 = 100-5-200 мм. При этом
большие значения соответству-
ют большим габаритам. Как
показывает расчет, преобладаю-
щее влияние на относительную
погрешность давления оказы-
вает величина относительной
погрешности базового диаметра
Da. [См. кривую 3 на рис. 131,
характеризующую в относитель-
ных единицах зависимость
= ф (Dj) J. Поэтому пос-
ледующие выкладки будут про-
изведены при значениях g и £,
рекомендуемых для герметиза-
тора минимальных размеров,
для которых £ = 0,8; £ =
0,866; = 0,6; В - 122 в
Р
случае разгруженных гермети-
заторов, а для нагруженных
м, чтобы величина А была наибо-
льшей. При этом = 1 и А — 20. На рис. 132 и 133 представ-
лена зависимость относительной погрешности контактного дав-
ления от размеров герметизатора (при указанных выше значе-
ниях |, $, р° , Аи В^ и от точности его изготовления. Очевидно,
относительная погрешность контактного давления в пределах 10—
15% не может вызвать нарушения работоспособности торцовых
герметизаторов нагруженных (при отработке всегда задают дав-
ление выше номинального, с коэффициентом запаса не менее 1,2)
и разгруженных (не произойдет раскрытия).
Анализ результатов расчетов при предельных значениях Е,
£, -у- и Р2, совокупность которых дает максимально возможную
относительную погрешность контактного давления, позволяет
сделать следующие выводы:
1. Влияние точности изготовления на давление нагруженных
уплотнений мало, поэтому изготовление нагруженных торцовых
уплотнений даже по 4-му классу точности не может снизить их
работоспособность.
232
Рнс. 132. Зависимость относительной пог-
решности контактного давления bpajpа
нагруженных торцовых герметизаторов от
радиальных размеров и от точности их из-
готовления
Рис. 133. Зависимость относительной пог-
решности контактного давления &pafpa
разгруженных торцовых герметизаторов от
радиальных размеров и от точности их из-
готовления
2. Вследствие малой величины коэффициента пропорциональ-
ности в зависимости контактного давления от давления гермети-
зируемой среды влияние точности изготовления разгруженных
герметизаторов на контактное давление весьма существенно.
Однако даже при минимальных значениях коэффициента нагру-
женности = 0,6 изготовление таких герметизаторов по 3-му
классу точности не приведет к нарушению герметичности (раскры-
тию).
Полученные зависимости относительной погрешности контакт-
ного давления нагруженных и разгруженных торцовых гермети-
заторов от относительной погрешности их радиальных размеров
позволяет сравнительно легко вычислять погрешность контакт-
ного давления для проектируемых торцовых герметизаторов в ка-
ждом конкретном случае.
§ 7. ОСОБЕННОСТИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ
УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ КОЛЕЦ
Изготовление колец из углеродных материалов. Детали из угле-
родных материалов изготовляют механической обработкой:
точением, фрезерованием, сверлением. Технология механической
обработки углеродных материалов не имеет существенных отли-
834 233
чий от технологии обработки металлов или полимеров. Однако
для успешной обработки деталей необходим навык работы с угле-
родными материалами. В первую очередь следует учитывать хруп-
кость и в ряде случаев твердость материала, что приводит к необ-
ходимости изготовления специальных приспособлений (оправки,
цанги и т. п.). При сверлении отверстий следует периодически
вынимать сверло из отверстия для выхода газов и удаления стружки;
при обработке обожженных материалов применять инструмент из
твердого сплава. Углеродные материалы обрабатывают с малыми
подачей н глубиной резания во избежание выкрашивания и по-
ломок тонких деталей. Недопустимо применение охлаждающих
жидкостей, так как образующиеся поверхностные слои при обра-
ботке с охлаждением вызывают повышенный износ в процессе
эксплуатации.
Поверхность трения уплотнительных колец из углеродных ма-
териалов должна быть обработана по 9—10-му классу шерохова-
тости, отклонения от плоскостности не более 0,0009 мм, что дости-
гается доводкой. Перед доводкой рабочие поверхности уплотни-
тельных колец должны иметь отклонение от плоскостности не
более 5 мкм, а шероховатость поверхности не ниже 7-го класса.
На рабочей поверхности не допускается наличие трещин, рисок,
сколов и других дефектов глубиной более 5 мкм.
Уплотнительные кольца из углеродных материалов доводятся
на стеклянных, шаржированных абразивом притирах из отожжен-
ного стекла марки МКР-1 («Пирекс») или ЛК. Перед доводкой
стеклянные притиры подлежат правке и шаржированию.
Правку проводят по методу трех притиров. На притир наносят
1,5—2 г электрокор у ндового порошка зернистостью М10—М14,
добавляют 5—10 капель воды, а затем на этот притир накладывают
другой и легкими движениями (в виде цифры 8) проводят правку
притиров так, чтбы края верхнего притира заходили за края
нижнего притира на 30—50 мм. Правку проводят в следующем
порядке: 1-й притир правят по 3-му, 1-й по 2-му, 2-й по 3-му, 2-й
по 1-му, 3-й по 2-му, 3-й по 1-му.
В процессе правки периодически добавляют абразивный поро-
шок и воду. Плоскостность проверяют лекальной линейкой на
просвет. Длина лекальной линейки должна быть больше диаметра
притира. Допустимое отклонение от плоскостности притира не
более 2 мкм.
После правки притиры шаржируют электрокорундовым абра-
зивным порошком зернистостью М14—М28, для чего на стеклян-
ный притир наносят 1,5—2 г порошка и 5—10 капель воды. Затем
шаржируют легким движением верхнего притира по нижнему
в виде цифры 8. Продолжительность шаржирования 3—4 мин.
После шаржирования притиры тщательно протирают жесткой
волосяной щеткой под струей воды.
Доводку уплотнительных колец из углеродных материалов
проводят в два этапа: предварительная доводка с подачей мыльной
234
воды, окончательная — с подачей чистой водопроводной воды.
При доводке нагрузка на притираемое кольцо должна быть 0,1—
0,3 кгс/см2, скорость перемещения кольца по притиру 0,1—0,5 м/с.
После доводки 10—12 колец необходимо повторное шаржиро-
вание притира. Для доводки уплотнительных колец из углеродных
материалов допускается применять чугунные притиры.
Для правки и шаржирования притиров можно использовать
абразивные порошки из карбида бора, карбида кремния, корунда
и карборунда.
Изготовление уплотнительных колец из силицированного
графита. При конструировании узлов трения с применением
силицированного графита необходимо учитывать, что его коэффи-
циент линейного расширения намного меньше, чем у сталей и
сплавов. Жесткая посадка деталей (втулка, кольцо) из силици-
рованного графита на металлические (вал, обойма) может вызвать
разрушение силицированного графита в процессе работы под дей-
ствием теплоты трения. Детали из силицированного графита необ-
ходимо закреплять (запрессовывать и вклеивать) только по наруж-
ному диаметру.
Для фиксации деталей от проворота используют горячую по-
садку, при которой металлическую обойму нагревают на 100—
150° С выше рабочей температуры, а затем в нее вставляют детали
из силицированного графита. При остывании металлическая обойма
плотно зажимает деталь из силицированного графита. Если необ-
ходимо обеспечить герметичность такой посадки, то ее выполняют
с применением клеев или смол (фенолформальдегидной, эпоксид-
ной и др.), которые наносятна деталь из силицированного графита.
При такой посадке колец торцовых уплотнений клеящее вещество
необходимо наносить только на цилиндрическую часть кольца.
Применяют также и накидные гайки для закрепления уплотни-
тельных колец. Вышеперечисленные методы закрепления уплот-
нительных колец торцовых уплотнений из силицированного гра-
фита требуют производить окончательную обработку (доводку)
поверхности трения колец после закрепления их в обойму.
Свободная посадка в обойму (без натяга) исключает доводку
колец при работе. В этом случае фиксация от проворота обеспе-
чивается либо трением (поверхность трения кольца с обоймой
всегда больше, чем с сопряженным кольцом из антифрикционного
материала), либо применением двух лысок с упорами или штифтов,
свободно входящих в отверстие кольца. Рекомендуется также
фиксация колец О-образными резиновыми кольцами вторичных
уплотнений. Применение свободной посадки колец особенно эф-
фективно в условиях, где при эксплуатации узла трения действуют
высокие температуры.
При конструировании торцовых уплотнений с применением
силицированного графита необходимо учесть, что высота и тол-
щина колец должна быть больше или равна 0,1—0,15 наружного
диаметра кольца при его величине больше 100 мм и 0,2—0,3 при
235
величине меньше 100 мм. Нарушение этого правила, во-первых,
снижает прочность кольца, во-вторых, вызывает значительные
коробления колец при силицировании, что приводит к необходи-
мости съема большого количества материала при алмазном шли-
фовании.
Ширина поверхности трения колец из силицированного гра-
фита должна быть больше ширины сопряженного кольца из анти-
фрикционного материала. При применении обоих элементов пары
трения из силицированного графита их ширина поверхности
треиия должна быть одинаковая.
Детали необходимых размеров изготовляют из углеродных
материалов соответствующих марок (ПГ-50, прессованный графит)
механической обработкой, а затем пропитывают кремнием — сили-
цируют. Припуски на шлифование после силицирования опреде-
ляют опытным путем. Практика показывает, что толстостенные
детали, например кольца с сечением 0,1—0,15 наружного диа-
метра (диаметры больше 100 мм) и с сечением 0,2—0,3 (диаметры
меньше 100 мм) можно изготовлять с припуском 0,1—0,3 мм на
сторону. При изготовлении более тонких деталей припуск на шли-
фование может достигать 1—2 мм, так как в процессе пропитки
кремнием детали значительно коробятся. Детали после силици-
рования шлифуют на обычных станках алмазосодержащим инстру-
ментом с обязательным охлаждением водой или эмульсией.
Для снятия внутренних напряжений детали из силицирован-
ного графита желательно перед окончательной доводкой после
механической обработки подвергнуть естественному старению
(около 10—15 дней). Шлифование обеспечивает 7—8-й класс шеро-
ховатости поверхности (ГОСТ 2789—73).
Доводку поверхностей трения уплотнительных колец торцовых
герметизаторов, изготовленных из силицированного графита СГ-Т
и СГ-П, проводят после их окончательной обработки в размер и
запрессовки или вклеивания в обоймы; затем никакие механичес-
кие работы с кольцами и их обоймами недопустимы.
Для доводки поверхностей трения деталей из силицированного
графита используют притиры из серого чугуна с перлитной осно-
вой. Необходимо использовать два набора притиров для предва-
рительной и окончательной доводки.
Перед доводкой осуществляют правку притиров электроко-
рундовым порошком зернистостью М7—М10 по методу трех при-
тиров.
При предварительной доводке колец из силицированного гра-
фита применяют алмазные пасты АСМ 40/28, АСМ 28/20, АСМ 20/14,
алмазный порошок, или карбид бора, зернистостью М40, М28,
М20; для окончательной доводки — алмазные пасты АСМ 14/10,
АСМ 10/7, АСМ 7/5, алмазные порошки или порошок карбида бора
зернистостью М14, М10, М7, М5.
На притир наносят 1,5—2 г алмазной пасты или абразивного
порошка и 8—10 капель керосина. Смесь абразива и жидкости
236
равномерно растирают тампоном по притиру. Доводку проводят
движением обрабатываемой детали по притиру в виде цифры 8
со скоростью 0,1—0,5 м/с.
Нагрузка на притираемую деталь должна быть 0,5—1,5 кгс/см2
для предварительной и 0,2—0,5 кгс/см2 для окончательной до-
водки. Доводку выполняют до получения ровной матовой поверх-
ности шероховатостью не менее 10-го класса.
После окончательной обработки деталь очищают от абразива,
промывают бензином и обезжиривают ацетоном.
Для обеспечения возможности контроля плоскостности сте-
клянными пластинами ПИ контролируемая поверхность должна
быть блестящей. Блеск достигается доводкой на шаржированном
притире в следующем порядке: на чугунный притир наносят 1—2 г
алмазной пасты М10/7, добавляют 8—10 капель керосина и расти-
рают тампоном по притиру. Шаржирование притира проводят
вторым притиром, наложенным на первый, движением верхнего
притира в виде цифры 8. Шаржирование заканчивают при резком
увеличении усилия сдвига одного притира по другому, затем
марлевым тампоном притир очищают от свободного абразива, про-
мывают бензином н обезжиривают ацетоном.
Блеск на обрабатываемой поверхности получают движением
детали по шаржированному притиру в виде цифры 8 с давлением
0,05—0,1 кгс/см2 и скоростью перемещения 0,3—0,5 м/с. Плос-
костность уплотнительных колец торцовых герметизаторов из
силицированного графита контролируют также, как и из углерод-
ных материалов.
Изготовление уплотнительных колец из сталей и сплавов.
Уплотнительные кольца из сталей и сплавов должны быть термо-
обработаиы для снятия внутренних напряжений, в противном слу-
чае при эксплуатации возможно коробление колец, вызывающее
повышенную утечку. Доводка уплотнительных колец является
окончательной операцией, после которой механическая обработка,
слесарные работы, сварка и пайка цельных, вклеенных и запрес-
сованных в обоймы уплотнительных колец и обойм не допус-
каются.
Уплотнительные кольца из сталей и сплавов доводятся на чу-
гунных притирах со свободным (незакрепленным абразивом).
Притиры изготовляют из серого чугуна с перлитной основой.
Необходимо использовать два набора притиров — для предвари-
тельной и окончательной доводки. Перед доводкой чугунные при-
тиры подлежат правке по методу трех притиров с применением
электрокорундового порошка зернистостью М7—М10 и добавле-
нием керосина с 2% стеарина.
При доводке уплотнительных колец из сталей и сплавов твер-
достью меньше HRC 40 используют абразивный порошок из ко-
рунда, электрокорунда белого, электрокорунда нормального зер-
нистостью М20—М5 и пасту ГОИ. На притир наносят 1,5—2 г
абразивного порошка и 8—10 капель смазочной жидкости (керо-
237
син с 2% стеарина и 5% веретенного масла). Смесь порошка и
смазочной жидкости равномерно растирают по притиру. Доводку
уплотнительных колец осуществляют движением (в виде цифры 8)
обрабатываемой детали по поверхности притира. Нагрузка на
притираемую деталь должна быть 0,3—0,6 кгс/см2 для предвари-
тельной и 0,1—0,3 кгс/см2 для окончательной доводки; скорость
перемещения детали по притиру 0,3—0,5 м/с для предваритель-
ной и 0,1—0,3 м/с для окончательной доводки. Для предваритель-
ной доводки применяют, порошки зернистостью М20—М10, для
окончательной — М7—М5 и пасту ГОИ. В процессе обработки
необходимо обрабатываемое кольцо периодически поворачивать
на угол 90°. Доводку заканчивают при получении равномерного
матового цвета на обрабатываемой поверхности с шероховатостью
9—10-го класса. Для облегчения контроля плоскостности стеклян-
ными пластинами ПИ на обрабатываемой поверхности получают
блеск, для чего в качестве притира применяют бумагу, покрытую
тонким слоем пасты ГОИ.
При доводке уплотнительных колец из сталей и сплавов твер-
достью выше HRC 40 используют абразивный порошок из карбида
бора, карбида кремния, электрокорунд белый, окись железа,
пасту ГОИ. Для предварительной доводки применяют абразивные
порошки зернистостью М28—М10, для окончательной — М7—М3,
окись железа, пасту ГОИ.
Для доводки колец твердостью больше HRC 60 при пред-
варительной доводке допускается применять алмазные пасты
и порошки. Процесс доводки аналогичен предыдущему.
Изготовление уплотнительных колец из материалов иа основе
полимеров. Уплотнительные кольца из материалов на основе
полимеров доводят на стеклянных шаржированных абразивом
притирах из отожженного стекла марки МКР-1 («Пирекс») или ЛК.
Перед доводкой стеклянные притиры подлежат правке по методу
трех притиров с применением абразивного электрокорундового
порошка зернистостью М14—М20 при смазке водой. После правки
притиры шаржируют электрокорундовым порошком зернистостью
М14—М28, для чего на притир наносят 1,5—2 г порошка и 5—10
капель воды. Затем на притир с абразивом накладывают другой
стеклянный притир и проводят шаржирование движением верх-
него притира по нижнему (в виде цифры 8) с легким нажа-
тием.
Доводку поверхности трения уплотнительных колец из мате-
риалов на основе полимеров производят по шаржированной тща-
тельно промытой водой поверхности стеклянного притира с непре-
рывной подачей воды. Нагрузка на притираемое кольцо должна
быть в пределах 0,05—0,1 кгс/см2, скорость перемещения кольца
0,1—0,2 м/с.
При доводке необходимо периодически контролировать при-
тиры и не допускать доводку уплотнительных колец без подачи
смазывающей жидкости.
238
§8. КОНТРОЛЬ. УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ КОЛЕЦ
Проверка непроницаемости сред, контактирующих с уплотни-
тельными кольцами. Антифрикционные материалы на основе
углерода имеют сквозную пористость и в большинстве случаев
без заполнения этих пор не могут быть использованы для изго-
товления уплотнительных колец, так как запираемые агрессивные
среды, особенно находящиеся под давлением, проходят через
кольцо по порам в атмосферу цеха.
С целью обеспечения непроницаемости углеродные материалы
подвергают пропитке. Материалы, применяемые для пропитки,
должны быть стойки к воздействию агрессивных сред, не должны
разлагаться и выплавляться под действием температуры, возни-
кающей в кольце при трении, должны обеспечивать необходимые
антифрикционные свойства пропитываемому материалу, а также
быть химически нейтральными по отношению материала контр-
тела и уплотняемой среды.
Пропитку материалов смолами проводят после изготовления
из них уплотнительных колец, после чего допустимо обрабатывать
только поверхность трения до необходимой чистоты и плоскост-
ности. Исключение составляет материал Химаиит-Т, пропитка
которого производится после изготовления из него колец-загото-
вок или втулок с минимальным припуском на обработку.
Пропитка материалов на основе углерода металлами осущест-
вляется на заводе-изготовителе в блоках, после чего изготовляют
кольца. Наличие в блоках несквозных пор и других дефектов при-
водит к неполной пропитке металлами и необходимости контроля
колец на непроницаемость. Такие же дефекты наблюдаются и при
пропитке углеродных материалов кремнием при силицировании.
При контроле на непроницаемость определяют пригодность уплот-
нительных колец для торцовых уплотнений, работающих с агрес-
сивными средами и под давлением среды. Такому контролю под-
вергают кольца из углеродных материалов и металлических высо-
котвердых материалов, а также кольца, запрессованные и вклеен-
ные в обоймы по месту соединения.
Проверку на непроницаемость проводят по методу опрессовки,
причем в случае работы колец в парогазовой среде опрессовку
выполняют газом (воздухом, азотом), в случае работы колец в жид-
кой среде—водой. Необходимо следить за тем, чтобы вязкость
среды, принятой для опрессовки, была равна или меньше вяз-
кости рабочей среды. Проверку осуществляют с помощью погру-
жаемого в воду приспособления (при опрессовке газом), состоя-
щего из верхнего и нижнего фланцев с резиновыми прокладками,
между которыми зажимают испытуемое уплотнительное кольцо
(рис. 134).
Собранное приспособление с проверяемым кольцом помещают
в ваину с водой и кисточкой или марлевым тампоном снимают
пузырьки воздуха с поверхности кольца, а затем в приспособление
239
Рнс. 134. Схема приспособления для про-
верки уплотнительных колец иа непрони-
цаемость:
/ — кран; 2]— манометр: 3 — фланец
верхний; 4 — резиновая прокладка; 5 —
испытуемое кольцо; 6 — стяжной болт,
7 — нижний фланец; 8 — ванна с водой;
9 — патрубок
подают газ под давлением, в
1,2 раза превышающем рабочее
в уплотнении. Давление до не-
обходимого увеличивают плавно
за 5—15 с. Контролируемое
кольцо должно находиться под
давлением не менее 5 мин, за-
тем осматривают кольца, пово-
рачивая приспособление за пат-
рубок. Такой контроль прово-
дят не менее 3 раз. Уплотни-
тельное кольцо считают непри-
годным при появлении пузырь-
ков газа на его стенках.
При опрессовке жидкостью
(водой) перед контролем кольцо
протирают насухо, затем пода-
ют жидкость. Порядок контроля
такой же, как и при опрессов-
ке газом. Уплотнительные кольца считают проницаемыми при
появлении следов жидкости на его стенках.
Контроль качества доводки поверхности трения уплотнитель-
ных колец. Поверхность трения уплотнительных колец должна
быть обработана до шероховатости, соответствующей 9—Ю му
классу (ГОСТ 2789—73), а отклонение от плоскости должно быть
ие более 0,0009 мм.
Чистота обработки контролируется профилографом или по
эталонным кольцам (эталонам чистоты), выполненным из того же
материала, что и контролируемое. Трещины, сколы, раковины и
другие дефекты на поверхности трения не допускаются.
Плоскостность поверхности трения уплотнительных колец
контролируют плоскими стеклянными пластинами ПИ по интер-
ференции света. Перед контролем стеклянную пластину типа ПИ
необходимо протереть мягкой салфеткой, смоченной в спирте,
а поверхность трения кольца необходимо тщательно обезжирить
н затем протереть салфеткой, смоченной в спирте.
Пластину ПИ накладывают со сдвигом и мягким нажатием на
контролируемуюповерхность, добиваясь такого контакта, при кото-
ром образуется наименьшее число интерференционных полос.
6)
а)
Рис. 135. Вид интерференционных полос при контроле отклонения от плоскостности (кольца:
а — пригодные для работы; б — непригодные для работы)
240
При дневном . и электрическом освещении — полосы радужных
цветов, а при монохроматическом освещении наблюдаются темные
и светлые полосы. Отклонение от плоскостности определяют под-
счетом полос одинаковых по цвету при кольцевом их расположении.
Так как одна интерференционная полоса при дневном освеще-
нии свидетельствует об отклонении плоскостности на 0,0003 мм,
то сумма одинаковых по цвету полос указывает на отклонение от
плоскостности.
Нарушение правильной формы полос (искривление) указывает
на то, что на рабочей поверхности уплотнительного кольца имеются
выпуклости и впадииы. Если полосы обращены выпуклостью к пе-
риферии уплотнительного кольца, то рабочая поверхность имеет
выпуклость. Если полосы расположены выпуклостью к центру
кольца, то рабочая поверхность уплотнительного кольца имеет
впадину. На рис. 135 приведена схема контроля плоскостности
уплотнительных колец с помощью интерференционных полос.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. А дуги на Н. А., Кристаль М. М., Лазарев Г. Е. Коррозионно-эрозионная
стойкость нержавеющих сталей в сернокислых средах.—«Химическое и
нефтяное машиностроение), 1972, Xs 6, с. 7—8.
2. Анно Б. А. Несущая способность и утечка в торцовых уплотнениях со смазкой,
обеспечиваемой микроиеровиостями. — В сб.: Проблемы треиия и смазки. М.,
«Мир», 1969, с. 29—34.
3. Бэтч Б. А., Инн Е. X. Давление в жидкостной плецке торцовых уплотнений. —
В ки.: Проблемы современной уплотнительной техники. М., «Мир», 1967,
с. 449—455.
4. Вексельман Е. И. Исследование температуры, возникающей прн трении ре-
знио-металлических фрикционных пар. Автореферат диссертации иа соискание
ученой степени канд. техн. наук. ЛФ. НИИРП, Л., 1970, 22 с.
5. Виноградов Ю. М., Лазарев Г. Е., Кудрявцеве Б. М. Исследование новых анти-
фрикционных материалов иа основе фторопласта для химического машино-
строения. — В сб. Применение материалов иа основе пластмасс для опор
скольжения и уплотнений в машинах. М., «Наука», 1968, с. 27—39.
6. Голубев А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов. М., «Машинострое-
ние», 1974, 32 с.
7. Голубев Г. А., Кукин Г. М. Проектирование стендов для испытания уплотне-
ний гидравлических машин. — «Вестник машиностроения», 1972, с. 30—33.
8. Гриб В. В., Лазарев Г. Е. Лабораторные испытания материалов иа треиие
и износ. М., «Наука», 1968, 42 с.
9. Дорфман Л. А. Гидродинамическое сопротивление и теплоотдача вращаю-
щихся тел. М., Физматгиз, 1960, 365 с.
10. Затуловский А. Н., Астахов В. Г. Новое торцовое уплотнение. — «Химиче-
ское машиностроение», 1962, X® 6, с. 6—7.
11. Лазарев Г. Е., Шипилов В. Д., Александрова Н. И., Никифорова Л. И. Изно-
состойкость углеродных материалов в условиях треиия без смазки. —«Хи-
мическое и нефтяное машиностроение», 1975, № 5, с. 8—29.
12. Карпов Г. В. Уплотнительные устройства турбомашни. ЛДНТП. Серия «Сии-
тетвческие материалы н область их применения», 1965, 24 с.
13. Козулин Н. А., Лопаченок Б. Е. Пластмассы как материал колец торцовых
уплотнений. ЛДНТП. Серия «Синтетические материалы и область нх приме-
нения», 1964, 67 с.
14. Кокичев В. Н. Уплотнительные устройства в машиностроении. Л., Судпром-
гиз, 1962, 307 с.
16 г. А. Голубев н др. 241
15. Коровчинский М. В. Локальный термический контакт при квазистацноиарном
тепловыделении в процессе трения. — В сб.- Теория треиия и износа. М.,
«Наука», 1965, с. 9—72.
16. Кукин Г. М., Голубев Г. А. К вопросу о моделировании теплового режима
высокоскоростного торцового уплотнения. — В сб.. Расчет и моделирование
режима работы тормозных и фрикционных устройств. М., «Наука», 1974, с.
55—60.
17. Кукии Г. М., Голубев Г. А., Чнчннадзе А. В. Применение пары стеллит —пи-
рографнт в высокоскоростном торцовом уплотнении. — В сб.: Тепловая ди-
намика и моделирование внешнего трення. М., «Наука», 1975, с. 3—7.
18. Кукин Г. М. Исследование теплового режима н фрикционных характеристик
пар трения торцовых уплотнений. Автореферат диссертации на соискание
ученой степени каид. техн. наук. М., ИМАШ, 1970, 25 с.
19. Кукии Г. М. Расчет нестационарного температурного поля в паре треиня тор-
цового уплотнения при моделировании цилиндрическими оболочками н экспе-
риментальная проверка. — В сб.: Оптимальное использование фрикционных
материалов в узлах треиия машни. М., «Наука», 1973, с. 2—23.
Л 20. Кукин Г. М. Расчет теплового режима узла торцового уплотнения. — В сб.:
Тепловая дниамнка трення. М., «Наука», 1970, с. 39—58.
21. Кукин Г. М. Торцовые уплотнения быстровращающнхся валов. — В сб.:
Применение материалов на основе пластмасс для опор скольжения и уплотне-
ний в машинах. М., «Н""ка», 1968, с. 24—33.
22. Лазарев Г. Е. Изиосос. дикость материалов при трсиии в коррознонно-актнв-
иых средах. — «Химическое н нефтяное машиностроение», 1974, № 7,
с. 38—39.
23. Лыков А. В. Теория теплопроводности. М., «Высшая школа», 1967, 600 с.
24. Материалы в машиностроении. Т. 3. Специальные стали н сплавы. М., «Маши-
ностроение», 1967, 446 с.
25. Погодаев Ф. Г. Исследование торцовых (механических) уплотнений самолет-
ных гидравлических агрегатов. Автореферат диссертации иа соискание ученой
степени кадн. техн. наук. Киев, КИГВФ, 1962, 37 с.
26. Рыжов Э. В. Опорная площадь поверхностей, подвергнутых механической
обработке. —«Вестинк машиностроения», 1964, № 4, с. 56—61.
27. Снек Д. X. Перекошенное эксцентричное торцовое уплотнение. — В сб.:
Проблемы трення и смазкн. М., «Мнр», 1969, № 4, с. 99—107.
28. Снек Д. X. Торцовое уплотнение с эксцентриситетом н тангенциально изменяю-
щейся толщиной пленки. — В сб.: Проблемы трения н смазки. М., «Мнр»,
1969, № 4, с. 49—55.
29. Тихонова М. С. Новые уплотнительные материалы иа основе фторопласта-4
с комбинированными наполнителями для компрессоров, работающих без
смазкн.—«Химическое и нефтяное машиностроение», 1965, № 2, с.
30. Торцовые уплотнения для эмалированных реакторов. —«Химическое н неф-
тяное машиностроение», 1972, № 3, с. 43—44. Авт.: Затуловскнй А. Н., Лаза-
рев Г. Е., Аитнпни Г. В., Обояиский Я. А., Гопнус А. Д.
31. УилкинсонС. И. Применение механических торцовых уплотнений для пере-
гретой воды. — В сб.: «Проблемы современной уплотнительной техники».
Под ред. В. Н. Прокофьева н Л. А. Кондакова, М., «Мнр», 1967, с. 305—315.
32. Финдлей Дж. А. Обратный насосный эффект в торцовых уплотнениях. В сб.:
Проблемы трения н смазкн. 1969, № 3, с. 55—65.
33. Химически стойкий, износостойкий антифрикционный материал Химанит-Т.—
«Химическое н нефтяное машиностроение», 1974, № 2. с. 7—8. Авт.:
Лазарев Г. Е., Шипилов В. Д., Журнд Ю. П., Златкнс А. М.
34. Шкурупий Г. И., Мамон Л. И., Локшин М. А. Критериальные уравиеиня для
расчета контактных уплотнений, работающих при полужцдкостиом режиме
трення. — В сб.: Физико-химическая механика материалов. Т. 2, Киев,
1965, с. 62.
35. Яковлев Г. М., Спиридонов Н. В., Кузьмицкий Р. И., Аитнкоррозиоиные и
износостойкие покрытия детален химического оборудования. Минск, Бел-
НИИНТИ, 1974, 343 с.
242
36. Brend L. H. Survey of The Theory of Mechanical Face Seals. — «Lubricating
Engineering!,'vol. 24, N 10, p. 479—484, N 11, p. 525—530, N 12, p. 496—502.
37. Frampton С. H. A Guide to The Art of Sealing with Gas Films. — «Mashine
[Design>, 1971, voi. 43, N 29, p. 87—91.
38. Lymer A., Greenshields A. L. Thermal Aspects of Mechanical seals. — «Pumps—
Pomps— Pumpen!, 1968, N 24, p. 209—215.
39. Mayer E. Bciastctc axiaie Gieitringdichtungen fur Flussigkeiten. «Konstructioni,
1960, Bd. 12, N 4, s. 147—155, N 5, s. 210—218.
40. Mayer E. Doppeltwirkende axiaie Gieitringdichtungen in der chemischen Indust-
rie. — «Chemie—Ingenieur—Technik!, 1960, Bd. 32, N 4, s. 253—316.
41. Mustafa M. R. Bulleten Institute Poiitehnice, Bucuresti, 1967, vol. 29, N 1,
p. 127—144.
42. O’Donghue 1. P., Man ton S. M., Cameron A. The Heat Transfer Coefficient and
Lubricated Constant Temperatures. — ASLE Transactions, 1967, vol. 10, N 2,
p. 175—183.
43. Pape J. G. Fundamental Research on a Radiai Face Seals. — ASLE Transac-
tions, 1968, vol. 11, N 11, p. 302—309.
44. Rabinowicz E. Friction Temperatures. — «Product Engineering!, 1964, vol. 35,
N 7, p. 97—99.
45. Ruhl F. R., Wendt A. V., Dallenberg P. N. A New Approach to Face Type
Sealing. — «Lubrication Engineering!, 1964, vol., N 6, p. 241—244.
46. Wanke K-, Helnke J. Tellerfedern fur Stanz und Schnittwerkzeuge. — «Ferti-
gunstechnik und Betrieb!, 1962, Bd. 12, N 2, s. ill—115.
16
ГЛАВА
///
Исследования контактных
герметизирующих устройств
§ 1. ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ И МЕТОДИКА РАЗРАБОТКИ
КОНТАКТНЫХ ГЕРМЕТИЗАТОРОВ
Ниже изложена методика создания надежных манжетных герме-
тизаторов вращающихся валов для гидравлических машин ответст-
венного назначения. Выполнение всех предусмотренных операций
целесообразно при создании манжет для тяжелых условий работы.
Цель заключается в обеспечении в реальной конструкции та-
кого сочетания влияющих факторов из числа тех, которыми
в определенных пределах может варьировать экспериментатор,
чтобы разрабатываемый герметизатор соответствовал совокупности
предъявляемых требований.
Первый этап создания манжетного герметизатора состоит
в обоснованном определении (прогнозировании) условий, в кото-
рых предстоит ему работать, в том числе в количественном выраже-
нии негерметичности, которая может быть допущена из условий
надежной работы машины. Эти условия должны быть изложены
в техническом задании на проектирование герметизатора.
Второй этап разработки состоит в подборе материалов пары
трения. На этом этапе на основе опыта и имеющихся рекоменда-
ций выбирают одну или несколько пар трения, как наиболее при-
емлемых для заданных условий работы. Выбранные пары трения
необходимо всесторонне изучить, т. е. провести следующее:
1. Исследование фрикционных характеристик образцов мате-
риалов должно включать снятие характеристик фрикционной теп-
лостойкости по РТМ6-60 на машине трения типа ИМ-58 (или И-47
н МФТ-1).
Цель этой работы состоит в выявлении критической темпера-
туры разрушения полимера. Параллельно с этим необходимо ис-
следовать трение и износ резинового образца, прижатого ради-
ально к втулке, имитирующей вал изделия по размерам, покры-
тию, способу обработки, шероховатости. Если при этом машина
трения позволяет получить натурные обороты с реальным динами-
ческим эксцентриситетом, то получаем схему машины трения, наи-
более соответствующую работе резины в натурном манжетном
устройстве.
Целесообразно трение и износ изучать на образцах материа-
лов, находящихся в различном состоянии: после изготовления,
искусственного старения, после воздействия герметизируемой
244
среды, температуры, а при необходимости также вакуума и облу*
чения. Могут быть использованы испытательные устройства, опи-
санные в работах [5, 11].
2. Исследование специфических свойств материала (в широком
интервале температур): изучение кинетики набухания в гермети-
зируемой среде; изучение стойкости в вакууме при воздействии
облучения (если эти специфические условия предусмотрены техни-
ческим заданием) и другие работы.
3. Исследование прочностных свойств материалов в статичес-
ких и динамических условиях.
4. Исследование на образцах коррозионной стойкости вала
в условиях, близких к натурным, в зоне расположения резиновой
манжеты в присутствии герметизируемой среды или ее паров и кон-
систентной смазки, которую предполагается использовать при
сборке узла машин.
5. При необходимости исследуют смазку: при трении образцов
резины на тепло- и морозостойкость, на стойкость в герметизируе-
мой среде и т. д. Проверяют смазочные свойства смазки в широком
диапазоне температур. Для проведения этих исследований могут
быть использованы известные триботехнические методы.
Третий этап (осуществляется параллельно со вторым этапом)
заключается в выборе конструкции герметизатора (наиболее рацио-
нального профиля, числа манжет в узле, величины натягов, уси-
лия пружины) и уплотнительного узла (с учетом организации от-
вода теплоты из зоны трения и подвода смазкн, если это возможно).
Этот этап при необходимости включает и конструктирование
пресс-форм. Он завершается изготовлением опытной партии ман-
жет, решением возникающих технологических вопросов.
Четвертый этап состоит в исследовании манжет опытной
партии. На специальном лабораторном оборудовании проверяют
геометрические размеры манжет, прежде всего такие, как внут-
ренний и наружный диаметры, величина выступающей части
манжеты, которая определяет усилие на вал при избыточном
давлении герметизируемой среды, а также разностенность
манжеты.
Определяют давление, оказываемое манжетой на вал в стати-
ческом положении.
Поверхность зоны контакта манжеты с валом изучают обычно
оп1,ическим методом.
На этом заканчивается стадия лабораторных исследований об-
разцов материалов и спроектированных манжет.
Работы, проводимые на следующей стадии, включают стендовые
испытания манжет [6]. Они должны дать ответ на вопрос о работо-
способности манжет в конкретных условиях, предусмотренных
техническим заданием, о запасе работоспособности (т. е. о предель-
ных режимах и ресурсе работы). Исходя из этого, пятый этап раз-
работки должен состоять в экспериментальных испытаниях натур-
ных манжет на режимах проектируемой машины.
245
Эта часть работы обычно ведется на специально создаваемых
установках, обеспечивающих измерение усилия трения, темпера-
туры вблизи зоны трения и других параметров [10—13, 171.
Если результаты экспериментов указывают на удовлетвори-
тельную работоспособность манжеты при заданных условиях, то
переходят к шестому этапу разработки — завершающим испыта-
ниям. Испытания на этом этапе носят формальный характер, осу-
ществляются как последний этап стендовой проверки герметиза-
тора для получения дополнительных статистических данных, после
которого дается предварительное разрешение на установку этого
устройства в машину.
Однако исследование спроектированного манжетного узла на
этом не заканчивается.
Важный этап разработки состоит в стендовых испытаниях ман-
жет, подвергнутых искусственному ускоренному старению. На
этом седьмом этапе проверяется работоспособность манжет, мате-
риал которых приобрел свойства, соответствующие длительному
хранению или эксплуатации машины в определенных усло-
виях.
Цель восьмого этапа заключается в изучении возможностей
использования созданного манжетного герметизатора в других
машинах и условиях применения.
Для этого проводятся испытания при различных значениях дав-
ления герметизируемой среды, скорости скольжения, биения вала
и т. д. Произведение давления среды рж на скорость скольже-
ния иск определяет температуру в зоне трения манжеты с валом.
Эксплуатация манжетного уплотнения возможна при ржоСА <
< (Рж^ск)пред- Этот критерий должен быть установлен в резуль-
тате исследований на данном этапе.
На этом заканчивается стадия стендовых работ.
Стадия эксплуатационных испытаний, составляющих содер-
жание девятого этапа разработки, имеет целью окончательную
проверку манжетного уплотнения в натурных условиях. При по-
лучении положительных результатов испытаний оформляют соот-
ветствующую документацию о возможности практического приме-
нения манжет в машине.
Последний, десятый этап включает работы, связанные с пере-
дачей манжет для промышленного изготовления.
Таким образом, в результате всесторонней лабораторной про-
верки материалов пары трения и особенностей выбранной конст-
рукции, решения технологических вопросов, связанных с их изго-
товлением, испытаний натурных манжет в стендовых и эксплуата-
ционных условиях могут быть созданы надежно работающие наг-
руженные манжетные герметизаторы для вращающихся валов гид-
равлических машин, имеющие необходимый ресурс работы.
В каждом конкретном случае на основе приведенных рекомен-
даций целесообразно составить программу работ по указанным
выше этапам.
246
Алгоритм • стендовой отработки манжетного герметизатора
можно представить приведенной ниже схемой.
1. Обработка экспериментатором исходной информации:
а) задачи отработки;
б) конструктивные особенности машины и герметизатора;
в) свойства герметизируемой среды, смазка (если она приме-
няется);
г) свойства материалов узла;
д) технология его изготовления;
е) факторы, влияющие на герметизатор, которые могут быть
изменены при доводке, последовательность внесения изменений
в его конструкцию, технологию изготовления и т. д.
2. Подготовка к испытанию:
а) расчет числа испытаний (применение теории планирования
эксперимента);
б) изучение возможностей применения моделирования;
в) выбор стенда и его подготовка;
г) выбор имитатора (установки) и его подготовка;
д) выбор и подготовка средств изменения;
3. Проведение испытания в соответствии с программой работ.
В случае положительных результатов автономных стендовых
испытаний переходят к завершающим доводочным испытаниям.
При неудовлетворительных результатах испытаний эксперимен-
татор изменяет условия работы проверяемого объекта, воздействуя
на факторы, указанные в п. 1, е. В первую очередь изменяют усло-
вия работы, не приводящие к серьезным изменениям конст-
рукции.
При отработке манжет последовательность воздействий может
быть такой:
изменение усилия кольцевой пружины, ее конструкции, опор-
ных колец, расстояния и количества смазки между сдвоенными
манжетами;
замена смазки, способа ее нанесения на контактные поверх-
ности; замена материала манжеты; получение материала манжеты
с новыми свойствами путем изменения состава ингредиентов, ре-
жима вулканизации резины; модификация поверхности гермети-
затора; нанесение защитных или антифрикционных покрытий на
резину, нормализация в масле и т. д.;
изменение покрытия вала, способов и качества обработки, чис-
тоты поверхности;
изменение конструкции манжеты (обычно этот путь затрудня-
ется необходимостью изготовления новой пресс-формы);
изменение конструкции герметизатора (например, с целью ис-
ключения или уменьшения вредного влияния некоторых факто-
ров);
изменение конструкции машины для создания более легких
условий работы (введение системы смазывания, охлаждения зоны
трения; уменьшение статического и динамического эксцентриси-
247
тетов; реализация мер, направленных на снижение давления гер-
метизируемой среды перед манжетой и др.).
4. После внесения изменений испытания проводят вновь. Цикл
работ повторяют до получения положительных результатов.
Таким образом, проблема создания надежно работающих кон-
тактных герметизаторов является комплексной, она включает необ-
ходимость решения многих частных задач.
Задача материаловедов — разработка материалов (в част-
ности — полимеров), обладающих высокой теплостойкостью в со-
четании с другими свойствами, необходимыми для придания
изделию качества, обеспечивающего его работу в условиях кон-
кретной машины. Задача конструкторов — создание конструкций
машин, где герметизирующие устройства были бы поставлены
в условия, при которых обеспечивается наибольшая их работо-
способность. Задача трибологов — изучение рекомендаций по
созданию благоприятных условий трения герметизаторов. Задача
герметологов — изучение процесса проникновения среды через
зоны трения путем построения и исследования моделей процесса.
Наиболее важные задачи герметологии: разработка приборов,
методов измерений и проведения исследований, разработка новых
материалов, методов прогнозирования работоспособности гермети-
заторов, создание новых конструкций, совершенствование расчет-
ных методов. Вся работа завершается разработкой унифициро-
ванных герметизирующих узлов и стандартизацией герметиза-
торов.
§ 2. ФРИКЦИОННО-ИЗНОСНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
РЕЗИНОАРМИРОВАННЫХ МАНЖЕТ БЫСТРО-
ВРАЩАЮЩИХСЯ ВАЛОВ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН
Сочетание высоких значений скорости, нагрузки, статического
и динамического эксцентриситетов, ограниченные возможности
принудительной подачи смазки к зоне контакта, повышенные тре-
бования по герметичности, наличие в ряде машин агрессивных
рабочих жидкостей — все это обусловливает тяжелые режимы
работы некоторых манжетных герметизаторов, что вызывает зна-
чительный износ резины и появление утечки уже в первые минуты
работы. Ниже приведены результаты исследования фрикционных
характеристик манжет, предназначенных для работы в тяжелых
условиях в течение короткого отрезка времени — от нескольких
минут до нескольких часов [5].
Эксперименты проводили при следующих условиях. Рабочая
жидкость—вода; контртело—стальной хромированный вал,
шероховатость поверхности 9-й класс. Резина на основе каучуков
СКН-18, СКН-26 с твердостью по ТМ-2 80—90, статический мо-
дуль упругости Е -= 140 кгс/см®. Конструктивная схема узла—оди-
нарная манжета размером 7,5 x 80x104 мм. Натяг по валу 0,5 мм
(радиальный), усилие пружины при тарировке 0,375 кгс. Эксцент-
248
риситет вала-0,05 мм, корпуса 0,1 мм. На обе контактные поверх-
ности при сборке наносился тонкий слой консистентной смазки.
Давление жидкости изменялось'в пределах 0—3,5 кгс/см®, ско-
рость скольжения 10—70 м/с.
Особенности трения манжет быстровращающихся валов заклю-
чаются в следующем: а) объемно-механическая, составляющая
силы трения существенно выше поверхностно-адгезионной; б) пло-
щадь поверхности номинального контакта изменяется по линей-
ному закону с ростом давления жидкости, а также вследствие
износа; в) наблюдается существенный рост температуры в зоне кон-
такта; г) неравномерное распределение нагрузки по периметру
манжеты, ширине контакта и во времени; д) неустановившиеся
процессы составляют заметную долю всего времени работы; е) элас-
тичный элемент манжеты имеет возможность перемещения по нор-
мали к поверхности и испытывает виброколебания, передающиеся
от других узлов машины.
Все это затрудняет сопоставление полученных результатов
с литературными данными по трению и износу резиновых образцов.
При испытаниях утечки не наблюдалось (контроль осуществ-
лялся объемным методом и визуально по наличию паров; приме-
нялся также разработанный авторами конденсационный метод).
Номинальное контактное давление q определяли по формулам,
приведенным в главе I.
Результаты некоторых экспериментов представлены на
рис. 136.
Экспериментальный ход зависимости /Т|, (рж) объясняется сов-
местным влиянием многих факторов.
В опытах по трению резиновых образцов неоднократно наблю-
дался экстремальный характер зависимости коэффициента, силы
трения от нагрузки и скорости скольжения. Возрастающий учас-
ток кривой связывают с окислительными процессами на поверх-
ности резины при трении, а падающий — с переходом поверхност-
ного слоя резины в вязко-текучее состояние или с уменьшением
площади Аг в результате процессов структурирования при высокой
температуре [1, 2, 3, 8 ]. По-видимому, при работе манжеты в усло-
виях высоких температур происходят окислительные процессы
в зоне трения, так как при наличии биения вала возможно проник-
новение пузырьков атмосферного воздуха в зону трения, а также
механическое активирование химических процессов.
Падающий участок кривой frp (рж) связан с появлением на
кольцевой поверхности контакта горячих продуктов износа и зоны
специфического когезионного разрушения посредством «скатыва-
ния— навалакивания» [18].
С ростом иск возрастает температура манжеты. Эти результаты
по характеру согласуются с экспериментальными данными по
трению манжет при существенно меньших значениях скорости
и нагрузки. В общем случае зависимость frp (иск) проходит через
максимум и описывается уравнением И. В. Крагельского.
249
Эксперименты показывают, что во всем исследованном диапа-
зоне давления рж при иск 10 м/с износ незначителен: рабочая
поверхность манжеты имеет кольцевые следы приработки к валу.
При повышении скорости до 70 м/с заметный износ за время работы,
равное 10 мин, наблюдался лишь при давлении жидкости
1,5 кгс/см®. Ширина зоны контакта возрастает, в области наи-
большей нагрузки развивается высокая температура, происходят
термоокислительиые процессы, влияющие на износ, появляется
кольцевая зона, по характеру сходная с картиной износа посред-
ством «навалакивания», «схватывания». Остальная часть контакт-
ной зоны напоминает по виду картину износа, полученную при
многократном прохождении индентора по одному и тому же следу
по резине, т. е. характерную для усталостного механизма разру-
шения. Отдельные неглубокие кольцевые риски и царапины —
следы микрорезания наблюдаются по всей ширине зоны контакта.
Происхождение их можно связать с присутствием в резине
твердых включений. При увеличении нагрузки и скорости зона
когезионного разрушения расширяется.
Сопоставим теоретическую зависимость интенсивности износа
от нагрузки, подтвержденную экспериментами на резиновых образ-
цах, с полученными результатами.
250
Известно,. ЧТО
/д= Iq + » Н ’
где / — коэффициент пропорциональности; ty — коэффициент
усталости выносливости (по М. М. Резниковскому); v — параметр
опорной кривой; q — номинальное контактное давление.
При абразивном износе показатель степени близок к 1, при
усталостном износе >1. В табл. 24 приведены эмпирические зави-
симости, полученные методом наименьших квадратов и характери-
зующие зависимость весовой интенсивности износа от давления
перед манжетой.
Подтверждается вывод о том, что фактором, определяющим из-
нос, является температура в зоне контакта [16, 17], а основной
причиной выхода из строя манжетного герметизатора и появления
утечки — перегрев кромки.
Таким образом, характеристики трения и износа резиновых
манжет при высокой скорости скольжения качественно совпадают
с результатами, полученными другими исследователями при су-
щественно меньших скоростях скольжения. При сопоставлении
данных необходимо учитывать отмеченные особенности трения
манжет.
Фрикционные характеристики манжет являются условными
усредненными величинами в связи с неравномерностью нагруже-
ния по ширине и периметру зоны треиия, а также вследствие пуль-
саций нагрузки, обусловленной биением вала.
Явление «прилипания» предварительно смазанных манжет к ва-
лу при продолжительном контактировании до начала работы и за-
ключающееся в увеличении начального коэффициента трения до
значения, соответствующего сухому трению, может иметь место
и в манжетных узлах быстровращающихся валов машин, так как
предварительное контактирование может быть длительным. В связи
с этим изучали фрикционные характеристики исследуемых манжет
без предварительного смазывания контактных поверхностей. Для
этого при сборке поверхности обезжиривали и просушивали.
При испытаниях ука-
занных выше манжет без Таблица 24
предварительного смазы- вания (иск — 50 м/с) было Эмпирические зависимости при Рж = 1,54-3,5 кгс/см*
обнаружено увеличение
момента трения не более, чем на 20% и темпера- иск. м/с /д.и- г/смсм» /. к. г/см-см’ А» п

туры манжеты прибли- зительно на 10—20°С по 28 2,6р9-83 Ж 0,9р^91
сравнению с аналогичны- 50 0,99р!:67 ж ОДЗр9-65
ми опытами со смазкой. 0,38р3«25
Методом наименьших квадратов получены еле- 67 0,98р^'

251
дующие эмпирические формулы для определения весовой интен-
сивности износа в опытах без смазки:
/д...= 13,39рМ; /д.к = 2,95р’Л
Сравнение весовой интенсивности износа по результатам испы-
таний со смазкой и без смазки показывает, что при рж = 1,5 кгс/см®
интенсивность износа /д без смазки выше более чем в 9 раз, при
рж = 2,5 кгс/см® — почти в 4 раза и т. д.
Несмотря на большой износ при испытаниях без предваритель-
ного смазывания, характер- износа и качественная картина износа
остаются теми же, что и при испытаниях со смазкой.
Известно, что при трении каучукоподобных полимеров со смаз-
кой появляются те же закономерности, что и при сухом трении
резин [9, 10]. Полученные результаты также показывают, что ха-
рактер зависимостей не изменяется при различных условиях сма-
зывания манжетного герметизатора, а изменяются только число-
вые значения' фрикционных характеристик.
Для исследования влияния динамического эксцентриситета на
трение и износ манжет дополнительно были проведены испытания
при скорости скольжения 50 м/с, прочих равных условиях и дина-
мическом эксцентриситете вала 6 = 0,12 мм и 0,15 мм, что пре-
вышает максимальные значения динамического эксцентриситета
в ряде натурных узлов. При всех испытаниях наблюдалась полная
герметичность манжет в течение всего времени работы.
При увеличении биения вала сохраняется линейный закон из-
менения ширины зоны контакта, а следовательно, и площади кон-
такта в герметизируемой полости.
Характер зависимостей момента трения, удельной номинальной
силы трения, коэффициента треиия (рис. 137, а) и износа
Рнс. 137. Влияние динамического эксцентриситета на коэффициент трення (а) н интенсив-
ность изнашивания (б) манжет
252
ние увеличения динамического эксцентриситета на характеристи-
ки трения мало и практически не обнаруживается вследствие
разброса экспериментальных данных. Не удалось обнаружить
влияния динамического эксцентриситета на температуру губки
манжеты.
Однако увеличение динамического эксцентриситета вала при-
водит к значительному росту износа манжеты. Слабая зависимость
коэффициента трения от величины 6 указывает на то, что динами-
ческая составляющая контактной нагрузки </Д||Н, самостоятельно
не влияет на трение манжеты — процесс определяется главным
образом статической составляющей.
Увеличение интенсивности износа при возрастании динамичес-
кого эксцентриситета обусловлено дополнительными (помимо кон-
тактной усталости в поверхностном слое) усталостными процес-
сами в объеме резины.
Статический эксцентриситет изменялся при испытаниях в диа-
пазоне 61 = 0,144-0,6 мм, что перекрывает значения этого пара-
метра в реальных агрегатах.
Опыты показали, что если в любой точке периметра обеспечива-
ется достаточный контакт манжеты с валом, то не обнаруживается
разница в герметизирующей способности манжеты при увеличении
статического эксцентриситета до 0,6 мм. Однако при других усло-
виях испытаний (малый геометрический натяг 0, отрицательная
температура среды, понижение эластичности резины вследствие
старения при длительном хранении) увеличение статического экс-
центриситета может привести к негерметичности манжеты, если
недостаточен дополнительный натяг от пружины или не увеличен
натяг 0 (при том же контактном давлении).
При увеличенном статическом эксцентриситете наблюдается
односторонняя выработка губки манжеты, причем разница между
максимальной и минимальной величинами износа приблизительно
соответствует величине статического эксцентриситета.
§ 3. ФРИКЦИОННО-ИЗНОСНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
НАГРУЖЕННЫХ ТОРЦОВЫХ ГЕРМЕТИЗАТОРОВ
ПРИ ВЫСОКИХ СКОРОСТЯХ СКОЛЬЖЕНИЯ
В качестве примера рассмотрим фрикционные характеристики вы-
сокоскоростных нагруженных торцовых герметизаторов с парами
трения: 1) АМИП-ЗОМ — стеллит ВЗК; 2) углеситалл — стел-
лит ВЗК.
Экспериментальные данные зависимости коэффициента трения
и линейной интенсивности износа указанных пар трения от кон-
тактного давления и скорости скольжения были получены при
иск 100 м/с; ра =ss 15 кгс/см2. Коэффициент трения пары
АМИП-ЗОМ — стеллит ВЗК уменьшается линейно с ростом кон-
тактного давления и по гиперболической зависимости с ростом ско-
рости скольжения (рис. 138, а).
253
Рнс. 138. Зависимость коэффициента трення (а) торцового герметизатора н интенсивности
изнашивания (б) неметаллического кольца от давления и скорости скольжения:
/, 2, 3, 4 — скорость соответственно около 40, 60, 80 и 100 м/с (для АМИП-ЗОМ); 5 — ско-
рость 40 м/с (углеснталл)
Для пары углеснталл — стеллит ВЗК уменьшение коэффици-
ента треиия f при скорости скольжения 40 м/с с уменьшением кон-
тактного давления от 2 до 8 кгс/см2 имеет гиперболический ха-
рактер.
Линейная интенсивность изнашивания (безразмерная) мате-
риала АМИП-ЗОМ возрастает при увеличении контактного давле-
ния и скорости скольжения, причем зависимость ее от скорости
скольжения выражена слабее, чем от контактного давления
(рис. 138, б).
Сравнение приведенной выше зависимости линейной интенсив-
ности износа от контактного давления с зависимостью, полученной
при испытании пары треиия АМИП-ЗОМ — стеллит ВЗК в натур-
ном торцовом герметизирующем устройстве при скорости скольже-
ния 80 м/с, показывает их удовлетворительное совпадение (разли-
чие по величине линейной интенсивности износа не выходит за
рамки разброса экспериментальных данных). Это свидетельствует
о достаточно точном воспроизведении в модельном торцовом герме-
тизаторе условий работы натурного
торцового герметизатора.
Зависимость отношения линейной
интенсивности износа материала АМИП-
ЗОМ при испытаниях на установке к ве-
личине линейной интенсивности износа
/“ при контактном давлении в натурном
Рнс. 139. Влияние герметизируемой среды на услов-
ную характеристику изнашивания торцового гермети-
затора:
/ — вода; 5 — кислая среда; 3 — кислая среда с ва-
куумом за кольцом; 4 — воздух
254
торцовом герметизаторе (в случае работы его иа воде) от свойств
герметизируемой среды и давления за герметизатором представ-
лена на рис. 139.
Исследуемые факторы существенно влияют иа интенсивность из-
носа: она в 2,5 раза выше при работе пары трения в кислой среде и
в 3,5 раза выше при наличии вакуума в полости за герметизато-
ром, чем при работе иа воде и прочих равных условиях. При работе
пары треиия в воздушной среде (сухое трение) линейная интенсив-
ность износа по сравнению с интенсивностью износа при тех же
условиях на воде увеличивается в 5 и более раз. Это можно объяс-
нить влиянием иа свойства материала АМИП-ЗОМ возрастания
температуры, которая увеличивается при увеличении контактного
давления и охлаждения пары натурной средой, имеющей в этих
условиях худшие по сравнению с водой охлаждающие свойства.
Линейная интенсивность износа зависит главным образом от
средней контактной температуры, а зависимость ее от контактного
давления и скорости скольжения проявляется через изменение
контактной температуры. Обнаруживается критическое значение
контактной температуры около 340°С, при достижении которого
наступает катастрофический износ материала АМИП-ЗОМ.
Эти результаты были сопоставлены с результатами испытаний
той же пары треиия (АМИП-ЗОМ — стеллит ВЗК) иа фрикционную
теплостойкость по РТМ-6—60 иа машине треиия ИМ-58. При этом
наблюдалось практически полное совпадение с величиной крити-
ческой температуры, определенной по результатам испытаний
пары трения в высокоскоростном торцовом герметизаторе.
Величина линейной интенсивности износа материала
АМИП-ЗОМ при испытаниях иа фрикционную теплостойкость
имела тот же порядок, что и при работе в высокоскоростном тор-
цовом герметизаторе.
Износ материала стеллит ВЗК при работе в высокоскоростном
торцовом герметизаторе и испытаниях на фрикционную теплостой-
кость, был пренебрежимо мал по сравнению с износом материала
АМИП-ЗОМ.
При разработке высокоскоростных торцовых герметизаторов
необходимо стремиться к снижению контактной- температуры, ве-
личина которой не должна превышать критическую для материа-
лов пары трения. Величина критической температуры может быть
установлена по испытаниям выбранной пары трения, например
на фрикционную теплостойкость по методике РТМ-6—60.
§ 4. МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ МАНЖЕТНЫХ И ТОРЦОВЫХ
ГЕРМЕТИЗИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ
Манжетные герметизаторы подвергаются статическим и динами-
ческим испытаниям. Целью статических испытаний является
изучение на натурных манжетах частных вопросов, возникающих
при разработке основ проектирования и определении особенностей
255
данной манжеты. Круг вопросов, решаемых при статических
испытаниях манжет:
1) оценка качества изготовления партии манжет в статике
проверка прочности и газопроницаемости, качества крепления
резины к арматуре и т.д.); 2) исследование степени набухаемости
манжеты в рабочей жидкости (для этого манжету запрессовывают
в имитатор одновременно по наружной и внутренней рабочим
поверхностям, набухание происходит при натурном напряженном
состоянии манжеты и только со стороны герметизируемой полости),
набухание контролируют по изменению массы имитатора вместе
с манжетой; 3) исследование закономерностей формирования номи-
нальной поверхности контакта в зависимости от продолжительно-
сти контактирования, нагрузки, статического эксцентриситета,
воздействия рабочей жидкости и других параметров.
Для определения ширины зоны контактирования иногда ис-
пользуют светочувствительный материал, размещенный между
губкой манжеты и валом. Однако лучшие результаты получаются
при использовании оптического устройства для изучения номи-
нальной поверхности контактирования манжеты с валом х.
Приспособление, предназначенное для измерения ширины по-
верхности контакта манжеты с валом по периметру манжеты,
позволяет при известном диаметре вала определить номинальную
площадь контакта. Оно также позволяет получить непосредствен-
ными измерениями зависимость номинальной площади контакта от
величины предварительного радиального натяга манжеты, усилия
пружины, давления рабочей жидкости, смещения манжеты отно-
сительно оси вала, особенностей конструкции п от упругих
свойств материала.
Измерения на одной н той же манжете, произведенные через
определенные промежутки времени, позволяют получить релакса-
ционные зависимости номинальной площади от продолжительности
неподвижного контакта.
Целью динамических испытаний манжет является исследование
закономерностей деформирования губки, трения и изнашивания
и как следствие этого эксплуатационных характеристик манжеты:
утечки, долговечности, повреждения контактных поверхностей.
Существующие установки для динамических испытаний ман-
жет мджно разделить на две группы. К первой можно отнести
установки для качественной проверки работоспособности манжет.
Такие установки состоят из ходовой части и рабочего узла, поз-
воляющего имитировать условия работы манжет в реальной
машине (по применяемым материалам, размерам деталей, обработке
поверхностей, статическому и динамическому эксцентриситетам
и параметрам жидкости). Установки позволяют контролировать
утечку в процессе работы, при возрастании утечки выше до-
1 Авторское свидетельство СССР, № 384059. «Бюллетень изобретеинй>,
1974, № 1.
256
пустимого значения испытание прекращают |15, 20, 21, 22,
23, 24].
Широкое распространение таких установок объясняется про-
стотой конструкции, возможностью создания многопозиционных
машин для одновременного испытания нескольких манжет (напри-
мер, 24 штук).
В качестве примера укажем машины фирмы Angus (Англия),
некоторые из них имеют программное устройство, позволяющее
выполнять автоматическое испытание различных манжет в широ-
ком диапазоне рабочих условий [23, 24]. На автоматизированной
машине, разработанной в ПНР [20, 22], можно испытывать ман-
жеты с внутренним диаметром от 25 мм и наружным до 100 мм при
скоростях вала 200—7000 об/мин и температуре масла 20—175°С.
Динамический эксцентриситет изменяется от 0 до 0,9 мм. Разрабо-
тана отечественная установка, снабженная электроприводом и
коробкой передач, имеющая 15 испытательных блоков, в каждом
из которых размещаются 2 манжетных герметизатора [15].
Установки первой группы разработаны также в Японии. Для
контроля манжет, герметизирующих смазку, в США создана уста-
новка, получившая название «силометр», принцип работы которой
основан на определении скорости нарастания температуры вала
как функции работы манжеты [21].
Ко второй группе можно отнести установки для исследователь-
ских целей. Отсутствие стандартизированного испытательного
оборудования вынуждает каждого исследователя манжет созда-
вать собственные испытательные машины.
Современная установка должна давать возможность определять
такие характеристики манжеты, как природа контактной поверхно-
сти н изменение ее площади; изменение контактного усилия;
точный момент трения; толщина смазочного слоя между губкой и
валом в процессе работы; распределение контактного давления по
ширине контакта; температура в зоне трения. Эти характеристики
необходимо увязать с закономерностями появления и изменения
утечки при работе. Одновременное измерение данных характери-
стик на одной установке является чрезвычайно сложной задачей.
Рабочий узел испытательной установки может быть выполнен
в двух вариантах: 1) манжета неподвижна, запрессована в пово-
ротный корпус установки, вал вращается; 2) манжета запрессована
в деталь, закрепленную на валу установки, модельный вал, на
который опирается губка манжеты, установлен с возможностью
поворота (для измерения момента трения).
Недостатками установок первого типа является трудность
измерения параметров вращающегося вала (например, темпера-
туры), а также наличие вспомогательных герметизаторов между
поворотным корпусом и корпусом установки, что снижает точность
измерения момента трения. Последний недостаток может быть
исключен, если для измерения момента использовать торсионное
устройство, связанное с рабочим участком вала [132, гл. 1].
17 Г. А. Голубев и др. ч 257
Недостатком конструкции установок второго типа можно
считать необходимость определения экспериментальным путем
давления, которое следует подать в герметизируемую полость
для компенсации действия на вращающуюся манжету центро-
бежных сил.
Для исследования манжет при тяжелых условиях трения раз-
работаны специальные установки. В них имитируются условия
работы манжет в натурной машине: по роду уплотняемой жидкости,
давлению и температуре, .материалам пары трения, условиям
смазывания, динамическому биению вала, смещению манжет от-
носительно оси вращения, окружной скорости (скорости сколь-
жения), по качеству и состоянию поверхностей трения, по кон-
струкции и геометрическим размерам [24, гл. 1J. При испытании
каждый из этих параметров может соответствовать натурным
условиям или может быть изменен в некотором интервале.
Установки обоих типов монтируют на специальном стенде,
позволяющем осуществлять проток через установку предвари-
тельно термостатированной до заданной температуры рабочей
жидкости.
Работоспособность торцовых герметизирующих устройств опре-
деляется в основном их герметичностью и износостойкостью при
заданном сроке службы, которые зависят главным образом от
следующих факторов: 1) относительной скорости скольжения;
2) нормального контактного давления в динамическом режиме
работы; 3) давления среды перед и за уплотнением; 4) физико-хи-
мических свойств герметизируемой среды; 5) свойств материалов
пары трения; 6) микрогеометрии контактируемых поверхностей;
7) торцового биения вращающегося кольца; 8) температуры среды
и пары трения; 9) момента трения.
Установление теоретических зависимостей, охватывающих ос-
новные факторы, сопряжено со значительными трудностями,
поэтому расчет торцовых герметизирующих устройств в настоя-
щее время производится лишь ориентировочно, а работоспособ-
ность спроектированных устройств оценивается на специальных
испытательных установках. Эти установки можно условно разде-
лить на два вида: 1) установки для испытания натурных конструк-
ций в условиях, близких к натурным условиям эксплуатации,
и 2) установки для испытания пар трения торцовых герметизато-
ров на модельных конструкциях в широком диапазоне условий
работы, который либо включает натурные условия эксплуатации,
либо позволяет моделировать натурный эксплуатационный режим.
Установки первого вида различаются в зависимости от кон-
струкции испытуемых торцовых герметизаторов и их эксплуата-
ционных условий [6, 21, 39, гл. П]. Они предназначены для оценки
герметичности и долговечности испытуемых натурных гермети-
заторов при работе в натурной герметизируемой среде, поэтому
обычно их выполняют простыми по конструкции и надежными
в работе в течение заданного ресурса испытуемого герметизатора.
258
Естественно,-что при испытании на таких установках предусма-
тривают необходимый минимум измерений (величины утечки
герметизируемой среды, давления и температуры среды перед
герметизатором и за ним, если это задано условиями эксплуата-
ции натурного герметизатора, частоты вращения вала, износа
пары трения и продолжительность испытания, а в некоторых
случаях и расхода охлаждающей герметизируемой среды при
протоке ее через полость с испытуемым герметизатором).
Испытания на таких установках носят статистический харак-
тер, поэтому, особенно при длительных ресурсах работы испытуе-
мых герметизаторов, несколько установок агрегатируют вместе
для одновременной работы на автоматизированном стенде, на
котором предусмотрены системы поддержания заданных эксплуа-
тационных параметров (давления и температуры среды, частоты
вращения вала, расхода охлаждающей и герметизируемой среды
и т. п.) и отключения установок при отказе испытуемого торцового
герметизатора, при невозможности поддержания эксплуатацион-
ных параметров на заданном уровне или при аварийных ситуа-
циях.
Испытаниям натурных торцовых герметизаторов на установ-
ках первого вида обычно предшествуют испытание и исследование
пар трения для торцовых герметизаторов на установках второго
вида. Поскольку одним из основных элементов, определяющих
качество торцового герметизатора, является пара трения, то
чаще всего основное внимание при испытаниях на установках
второго вида уделяется подбору таких материалов пар трения,
которые имели бы наиболее приемлемые антифрикционные свой-
ства в условиях работы с заданной скоростью скольжения при
заданной величине контактного давления и в то же время обладали
бы достаточной стойкостью в герметизируемой среде. При этом
последнее обычно проверяют отдельно, а на установках второго
рода используют в качестве герметизируемой среды модельную
неагрессивную жидкость, например воду [13].
Работоспособность выбранных пар в условиях контакта с на-
турными агрессивными средами проверяется дальнейшими испы-
таниями в реальных конструкциях торцового герметизатора на
установках первого вида или в натурных машинах и аппаратах.
Установка, работающая по аналогичной схеме и применяемая
при высокой частоте вращения валов (п 52000 об/мин,
v = 7ч-112,5 м/с) и нагрузках от 0 до 30 кгс/см2 в условиях под-
вода жидкой или газообразной герметизируемой среды в полость,
образованную диаметрами образцов пары треиия, описана в ра-
боте [4].
При высокой частоте вращения валов, когда существенно
сказывается влияние трения о жидкую среду на суммарный момент
трения, используют установки, в которых площадь поверхности
поворотной головки, соприкасающейся с жидкой средой, яв-
ляется минимальной [20, гл. II].
17* 259
Требования к испытательным стендам. На специальном обо-
рудовании и стендах проверяют соответствие работоспособности
герметизирующих устройств гидравлических агрегатов предъ-
являемым требованиям и производят исследования.
Под стендом понимается совокупность гидравлических, пнев-
матических, вакуумных, электрических и других систем, позво-
ляющих проводить испытания герметизирующих устройств при
заданном режиме работы на предназначенной для этой цели
установке или машине, снабженной приводом вращательного
движения. При работе контактного герметизирующего устройства
генерируется тепло, которое при установившемся режиме воспри-
нимается в основном герметизируемой средой. При проектировании
испытательного стенда необходимо предусмотреть систему охлаж-
дения, для того чтобы можно было провести испытание при опре-
деленной температуре рабочего узла установки (7|. Суммарное
количество теплоты, генерирующейся в узле, складывается из
теплоты трения исследуемого и вспомогательного (если имеется)
герметизаторов, а также из теплоты трения о жидкость вращаю-
щихся деталей.
Следует отметить, что тепловыделение в контактных ГУ в боль-
шинстве случаев изменяется в процессе работы, что связано,
например, с изменением коэффициента трения, поэтому в общем
случае суммарное тепловыделение в испытательном устройстве
переменно во времени (наибольшее значение в первоначальный
момент работы).
При малой продолжительности работы и невысоком тепловы-
делении весь тепловой поток аккумулируется в герметизируемой
среде. При большой продолжительности работы испытательного
устройства или при высоком тепловыделении в нем предпочтитель-
нее использовать системы с дополнительным теплообменником,
в котором тепло от герметизируемой среды отнимается вспомога-
тельным теплоносителем [7J.
Наиболее рациональной по числу агрегатов автоматики и
оборудования, а также с целью уменьшения необходимого ко-
личества рабочей жидкости является схема стенда с протоком
жидкости через испытательный узел с внешним теплообменником.
Стенд должен быть универсальным, т. е. обеспечивать возмож-
ность проведения отработки ГУ различных типов, поддерживать
и измерять рабочие параметры на любом необходимом уровне,
обеспечивать поддержание заданного температурного режима
вблизи герметизатора, а также возможность создания и измерений
вакуума в полости за испытуемыми деталями при наличии утечки
герметизируемой среды с количественным определением утечки,
иметь необходимое оснащение для дистанционного регулирования
параметров при высокой степени автоматизации.
Такой стенд должен состоять из пневмогидравлической си-
стемы обеспечения эксплуатационных параметров, системы изме-
рения контролируемых параметров, системы обеспечения безо*
260
пасной работы, вакуумной системы, электрической системы,
а также сменной испытательной установки или сменного узла
к ней с испытуемым ГУ и ее привода. Привод стенда должен
обеспечивать стабильную заданную частоту вращения вала
при условии наиболее близкого к натурному режиму ее нарастания
и удобства плавного регулирования в широком диапазоне. Этим
требованиям частично удовлетворяют приводы с асинхронными
электродвигателями и мультипликаторами с рессорной связью
между ними или с клиноременной передачей со сменными шкивами,
которая используется обычно при потреблении испытательной
установкой и мультипликатором мощности до 30—40 кВт и явля-
ется вместе с мультипликатором звеном регулирования частоты
вращения. Известен положительный опыт использования электро-
двигателя постоянного тока, применение которого позволило
контролировать мощность, потребляемую испытательной уста-
новкой. Использование турбинных приводов для испытательных
установок ограничено сложностью поддержания частоты враще-
ния вала на заданном уровне.
При отработке контактных ГУ обычно задают с помощью
стендовых систем давление, температуру и расход среды в полости
перед ГУ, а также давление или разрежение в полости за ГУ.
Кроме этих эксплуатационных параметров подлежит контролю
продолжительность испытания, частота вращения вала и темпе-
ратура узлов испытательной установки, утечка среды через ГУ
при испытании и состояние контактирующих поверхностей после
испытания.
Температура среды в полости перед ГУ в период его выдержки
под воздействием среды обеспечивается с помощью термостатов,
представляющих собой сочетание подогревателя и холодильника.
Хорошо зарекомендовали себя подогреватели и холодильники,
в которых теплоносителем и хладоагентом является воздух от
источника высокого давления, после редуцирования подогревае-
мый с помощью воздушных электронагревателей или охлаждаемый
в специальных ваннах сжиженными газами.
Разрежение в полости за ГУ создают с помощью известных
откачных вакуумных систем. Однако возникают осложнения,
связанные с необходимостью откачки при наличии утечки в вакуу-
мированную полость испаряющейся там агрессивной герметизи-
руемой среды и с невозможностью использования обычных изме-
рительных средств для оценки величины вакуума.
Предпочтительно применять устройства, работающие по прин-
ципу конденсации и вымораживания с использованием для этого
криогенных сред, поскольку такие устройства выполняют одно-
временно функции криогенных насосов и служат ловушками,
предохраняющими средства измерения и вакуумные насосы
откачной системы от попадания в них паров агрессивной герме-
тизируемой среды. Необходимо обеспечить безопасную работу
стенда (7].
261
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1 Бартенев Г. М., Елькин А. И. Природа и механизм трении каучукоподобных поли-
меров в различных физических состояниях — «Механика полимеров», 1961, № 1
2 . Бартенев Г. М., Лаврентьев В. В., Елькин А. И. О коэффициенте трении резины —
«Каучук и резина», 1969, Ns 3, с 20 -23
3 Бартенев Г. М., Лаврентьев В. В. О законе трення при упругом контакте поверх-
ностей. «Доклады АН СССР», 1961. т. 141, № 2.
> 4. Белицкий М. Е., Ясь Д. С. Установка для исследования антифрикционных свойств
Гплотинтельиых материалов —«Заводская лаборатория». № 11, 1966, с. 1413—1416.
олубев Г. А. Исследование треиия и износа манжет при скорости скольжения, соиз-
меримой со скоростью звука. .— В сб.: Оптимальное использование фрикционных
материалов в узлах трения. М.. «Наука», 1973.
6. Голубев Г. А., Григорьянц О. Г., Кукин Г. М., Черненко М. С. Высокоскоростная
стендовая машина трения для испытаний образцов уплотнительных материалов
в различных средах. — В сб : Тепловая динамика и моделирование внешнего треиия
М., «Наука». 1975.
7. Голубев Г. А., Кукии Г. М. Современный универсальный стенд для испытаний уплот-
нений вращающихся валов. — «Вестник машиностроения», 1974, № 3.
8. Елькнн А. И., Николаев В. В. Фрикционные свойства каучукоподобиых полимеров
при высоких температурах в вакууме. «Доклады АН СССР», 1967, т. 173, № 3
9 Клнтеник Г. С., Ратнер С. Б.. Ракова Г. М. Об износе резины со смазкой. - «Каучук
и резина», 1967, № 10, с. 32 — 35.
10. Кольчеико А. В., Силин А. А. О режиме и законе тч>еиия резины при смазке в области
больших скоростей и нагрузок. «Доклады АН СССР». 1957, т. 115, № 4
И. Коморницкий-Кузнецов В. К., Лепетов В. А., Цыбук В. С., Юровский В. С. Иссле-
дование изменений радиального усилия уплотнений валов в динамическом режиме. —
«Каучук и резина», 1974. № 6. с. 31—33.
12. Кукии Г. М. Установка для исследования работы торцовых уплотнений вращающихся
валов гидравлических агрегатов. — В сб.: Научные принципы и новые методы испы-
тания материалов для узлов трении. М., «Наука», 1968. с. 167—173.
13. Лазарев Г. Е. Определение работоспособности материалов пар трения. — «Хими-
ческое и нефтяное машиностроение». 1972, № 9. с. 32—34.
14. Левицкий Ю. А., Ульман И. Е., Авдеев М. В. Методика экспериментального иссле-
дования коэффициента трения в манжетных уплотнениях вращающихся валов Че-
лябинск, 1973, вып. 28.
15. Пономарев В. П., Охримович Ю. Я., Луиев Н. Г. Установка для испытаний армиро-
ванных манжет уплотнений валов. В сб. Технология и организация производства
1973, № 6. с. 52-53.
16 Ратнер С. Б. Влияние температуры иа износостойкость полимерных материалов
«Доклады АН СССР». 1963, т. 150. № 5.
17. Ратнер С. Б, Трение резины. «Труды Всесоюзной конференции по трению и износу
в машинах», изд. АН СССР, М . 1960.
18. Резниковский М. М., Бродский Г. И. Особенности механизма истирания высокоэла-
стичиых материалов В сб : Фрикционный износ резины. М —Л , «Химия», 1964
19. Теасте А. А. Методика исследования процесса смазки резинового уплотнения па
вращающемся валу. В сб.: Труды Таллинского политехнического института. 1971.
№ 306, с. 87—96
20. Borkowski A. Problemy badanla trwolosci pierscieni uszczelniajacych typu simmeria
na stanov/lskach badawczych, «Biuletyn inlormacja techniczny przemysl motoryzaeja»,
1972, N 4, p. 20—27.
21. Brawn J. M. The OMR sealometer a new machine for oil seal evaluation. «Society of
American Engineers (SAE) Preprints». N 660381, 1967. (Сообщение фирмы Angus,
England).
22. Lukjanow S. Automatyczne sterowanle stanow Iska do badauia pier scieni uszczelniajacych.
«Biuletyn Inlormacja techniczny przemysl motoryzaeja», 1972, N 4, 28—33.
23. Testing ol rotary shaft oil seals. «Desigh and Components», England, 1965, N 18,
16—22. (Редакционное сообщение).
24. The AngHS MK-III oil seal tester. — «Industrial Lubrication and Tribology», 1972,
24, N 2, 85.
Оглавление
Предисловие ...................................................... 3
Глава I. Вопросы расчета и конструирования резиноармированиых
манжетных герметизаторов .......................................... 5
§ 1. Методы расчета контактного давления..................... 5
Общие замечания.......... 5
Силы, действующие иа манжету.............................. 9
Вывод формул ............................................ 11
$ 2. Динамические эффекты, проявляющиеся при работе манжеты 23
$ 3. Расчет утечки через манжетный герметизатор............. 36
Механизм герметизации и причины появления утечки ... 40
Возможность расчета утечки через манжеты.................. 43
Расчет утечки при аварийном режиме работы................ 44
Экспериментальное исследование утечки через манжету ... 48
§ 4. Тепловой режим работы манжеты........................... 48
Общие замечания.......... ...................... 48
Расчет температуры в зоне контакта манжеты с валом ... 52
Экспериментальное исследование теплового режима трения
манжет быстровращающихся валов........................... 56
$ 5. Рекомендации по выбору конструктивных элементов манжеты 63
$ 6. Принципы проектирования контактных герметизирующих
устройств..................................................... 70
$ 7. Герметизирующие устройства манжетного типа для специаль-
ных условий работы ........................................... 89
§ 8. Влияние технологических факторов иа работу манжеты . 102
Список литературы .............................................. 117
Глава II. Вопросы расчета и конструирования торцовых герметизато-
ров ............................................................. 124
§ 1. Расчет сжимающего усилия и контактного давления....... 124
§ 2. Тепловой режим работы торцового герметизатора....... 145
$ 3. Расчет утечки через торцовый герметизатор............. 186
$ 4. Рекомендации по конструированию торцовых герметизаторов 193
Общие рекомендации..................................... 193
Рекомендации по конструированию торцовых герметизаторов
из углеродных материалов................................ 206
Конструирование элементов торцового герметизатора .... 207
$ 5. Материалы для пар треиия торцовых герметизаторов .... 210
$ 6. Влияние технологических факторов на работу торцового гер-
метизатора ............................... 221
§ 7. Особенности изготовления уплотнительных колец........ 233
§ 8. Контроль уплотнительных колец ........................ 239
Список литературы............................................... 241
263
Глава Ш. Исследования контактных герметизирующих устройств . . 244
§ 1. Задачи исследований и методика разработки контактных
герметизаторов............................................. 244
§ 2. Фрикционно-износные характеристики резииоармироваииых
манжет быстровращающихся валов гидравлических машин 248
§ 3. Фрикционно-износные характеристики нагруженных торцо-
вых герметизаторов при высоких скоростях скольжения • 253
$ 4. Методы испытаний манжетных и торцовых герметизирующих
устройств.............................................. 255
Список литературы.............................................. 262
Георгий Александрович Голубев,
Геннадий Михайлович Кукии,
Геннадий Евгеньевич Лазарев,
Автандил Виссарионович Чичииадзе
Контактные
уплотнения
вращающихся
| валов
Редактор издательства И. И. Жесткова
Технический редактор Л. Т. Зубко
Корректор В. А. Воробьева
Переплет художника Л. С. Вемдрова
Сдано в набор 23/11 1976 г.
Подписано к печати 21/VII 1976 г.
Т-06800 Формат 60X90. Бумага типограф-
ская машииомелованая
Усл. печ. л. 16,5. Уч.-изд. л. 18,1
Тираж 14 000 экз. Заказ № 834
Цена 1р. 12 к.
Издательство <Машииостроеиие>, 107885,
Москва, В-78, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6
Союзполнграфпрома при Государственном
комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии м
книжной торговли. 193144, Ленинград,
С-144, ул. Моисеенко, 10