Уплотнительные устройства - Макаров Г.В.
Скачать (прямая ссылка):
Рис. 27. Изменение долговечности уплотнений в зависимости от давления запираемой жидкости:
1 — малогабаритная манжета; 2 — манжета (ГОСТ 6969 — 54); 3 — кольцо круглого сечения
(46)
где роп — предельное давление, снятое с кривой долговечности при d = 70 мм и чистоте обработки уплотняемой поверхности V7—V8; є—коэффициент, учитывающий влияние на долговечность изменения диаметра уплотняемой поверхности (при d = = 70 мм є = 1); ? — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность чистоты обработки (при V7—V8 ? = I); In] — коэффициент запаса.
Необходимо дальнейшее изучение коэффициентов 8 и ?.
Диаграммы долговечности, построенные с учетом опытных и расчетных данных для основных разновидностей уплотнений и полученные для диаметров штока и поршня 70 мм при vmax ^ м/с» приведены на рис. 27.
При обработке опытных данных получено приближенное значение показателя степени т\ для различных резиновых уплотнений т ^ 3. Эти кривые необходимо рассматривать как сравнительные ориентировочные, так как полученные данные испытаний на долговечность имеют значительный разброс.
57
Малогабаритные манжеты с усиленной рабочей частью и шевронные резинотканевые манжеты (ГОСТ 9041—59), имеющие меньшую герметичность, а следовательно, лучшую смазку, обладают большей долговечностью.
Наименьшей долговечностью обладают резиновые кольца круглого сечения (ГОСТ 9833—61) без защитных шайб и манжеты (ГОСТ 6969—54).
При применении манжет чаще выходят из строя уплотнения поршня, а при применении колец круглого сечения — уплотнения штока.
Как видно из рис. 27, допускаемые давления жидкости при длительной непрерывной работе являются сравнительно небольшими: [р] = ЗО-нЮО кгс/см2 при коэффициенте запаса In] — 2.
Приведенные зависимости роп и N позволяют вести приближенные расчеты долговечности, т. е. определять допускаемое рабочее давление Ip] в зависимости от числа необходимых рабочих циклов N (двойных ходов).
При работе иногда имеют место разные давления р. Приближенное суммирование усталостных напряжений производится определением приведенного числа циклов напряжений Nup, соответствующего основному режиму при давлении P1,
рГМ + P2mZV2+••• =PxNup.
Откуда получим приведенное число циклов, соответствующее давлению P1,
Nup = N1 ++Na(-^)m +¦¦ ¦ (47)
Для повышения долговечности уплотнений целесообразно:
1) применять защитные шайбы из фторопласта против выдавливания части уплотнения в зазор;
2) испытывать и применять новые, более прочные материалы, например, резинотканевые материалы, пластмассы, капрон, нейлон и др.;
3) применять уплотнения с усиленной опорной частью.
При определении необходимой долговечности надо учитывать
конкретный срок службы машин.
Применяемые в станкостроении нормы долговечности уплотнений характеризуются следующими данными: продолжительность эксплуатации кожаных манжет 600 ч, мягких набивок 500— 800 ч и металлических поршневых колец 2000 ч [80].
Коэффициент работоспособности уплотнений
Принимаем за исходное выражение
58
PonN==Cl.
Для практических расчетов удобнее пользоваться выражением коэффициента работоспособности уплотнений С
і
С = р(пТ)т , . (48)
і
(С \т
где C = I--J ; N = 60пТ — число двойных ходов за время Т\
11 — число двойных ходов в мин; T — общее время работы, ч.
В соответствии с опытными данными получены следующие значения С (при d = 70 мм и ^max ^ 0,6 м/с):
Для манжет (ГОСТ 6969—54) ........ 2800
Для малогабаритных манжет................ 3600
Для шевронных манжет .................... 3000
Для колец круглого сечения .............. 2500
Пользуясь этими значениями С, можно вычислить предельные значения T цри заданных р и п.
15-301
Ш
Износ уплотнений
Выход из строя уплотнений, работающих при возвратнопоступательном движении, по причине износа рабочих поверхностей вероятен только при большой длине хода поршня.
Определение долговечности уплотнений при износе рассмотрено ниже (см. уплотнения для соединений с вращательным движением, где износ является основным фактором, влияющим^ на работоспособность соединения).
Заметим, что для нормальной работы уплотнительных элементов очень важно, чтобы не было повреждения запирающей поверхности при сборке, для чего необходимо предусматривать соответствующие приемные конусы на штоках и цилиндрах (рис. 28).
Обычно при повреждении запирающей поверхности при сборке уплотнение не обеспечивает герметичности.
ШШ7
15-30°
Рис. 28. Приемные^кону-сы на штоке и цилиндре для сборки уплотнений
14. РАБОТА СИЛ ТРЕНИЯ В УПЛОТНЕНИЯХ И ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО АГРЕГАТА
Разогрев гидравлического агрегата (при отсутствии гидравлического сопротивления) зависит от потерь энергии в уплотнениях, от типа уплотнения и. давления запираемой жидкости.
При применении высоких давлений во многих случаях нагрев может быть значительным, что сокращает продолжительность непрерывной работы.
59
На рис. 29 представлено изменение температуры на наружной поверхности цилиндра с диаметром штока 70 мм при возвратнопоступательном движении (Vmax = 0,6 м/с) в зависимости от продолжительности работы при давлении 250—500 кгс/см2 для различных уплотнений. Объем масла 1 ¦ дм3, вес агрегата 120 кгс.
