Файл: Голубев, А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов.pdf

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

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

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

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

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

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

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

103

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

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

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

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

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

104

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

гими элементами.

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

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

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

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

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

d(o со = 314 1/с2. dt ~ t

105

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

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

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

КОЛЕБАНИЯ ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ

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

106

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

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

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

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

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

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

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

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

/ПО3 — ky

107

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

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

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

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

колебаний кольца пары трения, связанного с упругим элементом,

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

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

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

108