Уплотнения расчет колец

И маслом в корпусе уплотнения в зависимости от окружной скорости вала и угла наклона кольца (рис. 5.99) и кривыми температур рабочей кромки кольца в зависимости от длительности его работы и угла а наклона (рис. 5.100). Из этих графиков следует, что перепад температуры между кромкой уплотнительного кольца и жидкостью можно принимать при расчетах колец, установленных под углом а = 3,5ч-4°, равным 25° С. Повышение угла наклона ограничено тем, что при достижении определенной величины наклона ухудшается герметичность уплотнения, а также усложняется изготовление уплотнительного узла. Утечка в этом случае появляется, когда линейная величина наклона превысит ширину полоски I контакта кольца с валом (см. рис. 5.98) [c.561]

Расчеты колец и канавок. В гидросистемах машин в основном применяют прямоугольные канавки (см. рис. 372, а), размеры которых должны быть такими, чтобы при наихудшем сочетании отклонений размеров сопрягаемых деталей кольцо имело монтажное сжатие. Глубина канавки, в которую помещают кольцо, вместе с зазором между уплотняемыми поверхностями должна быть меньше диаметра d поперечного сечеНия свободного кольца на величину к, значение которого определяет величину предварительного сжатия кольца. Для колец подвижных соединений с диаметром поперечного сечения 2 мм величину к принимают равной 10% диаметра сечения и 10—6% диаметра — для колец с диаметром 2—6 мм. Для уплотнений неподвижных соединений к может быть увеличен, если это допускается условиями монтажа, до 15—25% диаметра поперечного сечения кольца. Следует отметить, что с повышением предварительного сжатия выносливость уплотнения повышается. [c.614]

Следует заметить, что силы трения поршневых колец, вызванные давлением газа, не зависят от числа колец и, следовательно, не лимитируют число колец в уплотнении. Для расчета числа колец можно пользоваться другой эмпирической формулой, [c.126]

На первом этане (вал не вращается) экспериментально проверяется величина протечек при минимальном перепаде давления на кольце, расчетной высоте уплотнительных колец и нулевом эксцентриситете кольца относительно вала и рассчитывается по общепринятой методике [8]. Возможное расхождение результатов расчета и эксперимента объясняется главным образом геометрическими искажениями уплотнительной щели. На изменение зазора между кольцом и валом при наличии давления в стенде в значительной степени влияет деформация деталей уплотнения и корпуса стенда, поэтому при проектировании стендов для исследования уплотнений с такими габаритами особое внимание должно быть обращено на сведение к минимуму деформаций, вызываемых перепадом давления и изменением температурного режима. [c.235]

Экспериментальное исследование с целью проверки применимости идеализированной модели уплотнительных колец с одномерным стационарным температурным полем к расчету температурного режима реального торцевого уплотнения проводилось на машине трения Б-4А при коэффициенте взаимного перекрытия трущихся колец й = 1. [c.170]

Экспериментальные исследования, проведенные для самых различных режимов работы торцевого уплотнения, показали также, что основным фактором, определяющим достоверность результатов расчета по предложенным формулам, является ширина уплотнительных колец. При ширине меньше 10 мм погрешность расчета по сравнению с экспериментально наблюдаемыми данными не вы- [c.170]

Стандартные V-образные манжеты выпускаются с допуском 0,25 мм на высоту каждого рабочего или подкладного кольца. Следовательно, высота набора из четырех манжет и двух подкладных колец имеет допуск , Ь мм. Это следует учитывать при конструировании уплотнения и нажимной втулки. При проектировании нерегулируемых уплотнений рекомендуется брать в расчет максимально возможную высоту набора манжет, а при манжетах с минусовым допуском для сборки использовать шайбы-прокладки. Манжеты не следует устанавливать в корпусе слишком свободно, иначе может произойти подвертывание кромок. Более того, в быстроходных системах свободно посаженная манжета способна вызвать насосный эффект, благодаря которому возрастут утечки. [c.153]

При разнородных материалах учитывается увеличение зазора из-за температурных деформаций, а при тонких стенках — из-за деформаций, происходящих под воздействием давления и других нагрузок. Кроме того, при расчете г необходимо учитывать сплющивание колец радиальных уплотнений вследствие растяжения их в канавках. Начальная относительная деформация должна обеспечить минимальное контактное давление р,- к концу эксплуатации изделия. [c.119]

Лабиринтные уплотнения (рис. 66,г) с резьбовыми канавками на вращающихся гребнях применяют для высоконапорных гидротурбин. При диаметре кольца 2000 мм высота гребня 200 мм, ширина щели — всего 0,5 мм. Применение таких малых зазоров становится возможным при наличии резьбовой поверхности, так как в случае касания двух колец при вращении выступы резьбы на кольцах быстро износятся и надира колец практически не будет. При расчете зазоров необходимо учитывать цепь допусков на детали подшипника, вала, лабиринтных колец и корпуса, а также температурные деформации и монтажные отклонения. [c.91]

Износ лабиринтов вызывает резкое увеличение объемных потерь. Проведенные расчеты показали, что снижение к.п.д. турбины Баксанской ГЭС из-за износа уплотнений может достигать 5%. Поэтому выбор износостойких материалов имеет существенное значение. Износостойкость лабиринтов можно повысить либо изготовляя их из более твердого материала, либо путем создания уплотнений, значительно снижающих протечки. Попытка упрочнить лабиринтные кольца цементацией оказалась неудачной вследствие больших деформаций колец, возникающих после термической обработки. [c.92]

Накоплен большой опыт расчета, конструирования и изготовления поршневых колец, особенно устанавливаемых в двигателях с принудительным зажиганием и дизелях, однако уплотнение поршня двигателя Стирлинга связано с рядом специфических проблем, поскольку кольца должны работать без смазки. Эти уплотнения изолируют рабочую полость от буферной, и их назначение заключается в ограничении утечки рабочего тела, а не в полном ее устранении. Некоторая утечка допускается, поскольку ее устранение связано с чрезвычайно интенсивным трением. [c.165]

Таким образом, сочетание материалов колец пары трения в большинстве случаев является основным фактором, определяющим работоспособность и долговечность торцовых уплотнений. Учитывая сложность и многообразие условий работы торцовых уплотнений, при расчете их интенсивности изнашивания следует ориентироваться на статистические экспериментальные данные. Вместе с тем можно наметить подход к теоретическому расчету износа торцовых уплотнений. [c.264]

Пара трения — наиболее ответственный элемент торцового уплотнения. Ее надежность зависит от свойств и характеристик рабочей среды, правильного выбора материалов пары трения, конструкции уплотнительных колец, а также правильного расчета или подбора торцового уплотнения, обеспечивающего работу пары трения с наименьшим коэффициентом трения и износа. [c.297]

В торцовых уплотнениях с парами трения из высокотвердых материалов износа колец практически нет и соответственно нет осевого смещения резинового кольца. В уплотнениях, в которых происходит осевое изнашивание колец пар трения, возникает осевое смещение резинового кольца. Осевым смещениям резинового кольца препятствует трение, что необходимо учитывать при расчете сил, действующих в торцовом уплотнении, причем при расчете следует принимать не силу трения движения, а силу трения покоя (силу страгивания). Сила страгивания в условиях смазывания водой и действия давления весьма велика (рис. 9.16) [28]. [c.304]

Размеры колец выбирают с таким расчетом, что л кольца вы> ступали из проточек, в которые они заложены, благодаря чему н создается соответствующее уплотнение. До установки в проточку трапецеидального сечения кольцо имеет прямоугольное сечение, после установки оно деформируется по форме проточки, благодаря чему и осуществляется достаточно плотный контакт кольца с поверхностью вала (рис. 362, а). [c.371]

Таким образом, при расчете конкретного уплотнения в сз ме сил [см. формулу (2) ] неизвестной остается только Рдр (сила пружин), к определению которой по принятому контактному давлению р и сводится необходимый расчет. По силе пружин затем производится подбор или расчет пружин из выбранного материала. Рекомендуемые контактные давления выбраны так, побы определенная расчетом сила пружин была достаточна для обеспечения необходимого контактного давления от пружин как в начале работы уплотнения, так и при работе с максимально допустимым износом углеграфитовых колец обеих пар 6 мм. [c.32]

Уплотнение Зазоров. Расчет пружинящих колец [c.365]

Расчет крышки турбины на прочность производят для трех состояний при нормальной работе турбины (рис. IV.22, б) при полном сбросе нагрузки с генератора и закрытом направляющем аппарате (рис. IV.22, в) при аварийном состоянии в случ е срыва лабиринтных колец на ступице радиальноосевого рабочего колеса, когда на всю нижнюю поверхность крышки действует давление (такое же, клк на входе в уплотнение). В последнем случае допускают повышенные на 0% напряжения. Такой расчет проводят для гидротурбин, работающих при повышенных напорах. [c.133]

Преимуществом многокамерных сальников, по мнению авторов, является возможность затягивать и регулировать каждую часть сальника отдельно и независимо друг от друга. При выборе многокамерных сальников исходят из значительных потерь на трение набивки о стенку камеры и шток увеличивающихся по мере увеличения высоты сальниковой камеры. Падение усилия затяжки сальника по высоте в связи с наличием сил трения определяется экспоненциальной зависимостью, используемой в расчетах для нахождения необходимого усилия затяжки сальника [6]. Естественно, что при этом плотность набивки по мере удаления от нажимной втулки снижается и нижняя часть ее используется неэффективно. Такая картина характерна для обычных шнуровых набивок, устанавливаемых в камеру без предварительного сжатия. При этом усилие затяжки сальника расходуется на уплотнение материала набивки, т.е. преодоление внутренних сил трения в материале, а также преодоление внешних сил трения набивки о поверхности уплотняемых деталей. В случае применения предварительно сформованных в пресс-форме набивок в виде готовых к установке колец усилие затяжки сальника расходуется в основном на деформирование колец в радиальном направлении. При использовании такой набивки достаточно высокая герметичность может быть достигнута с помощью более простых однокамерных многоступен- [c.5]

Каждая прямая соответствует определенному значению остаточного сжатия Ah = А/ по уравнению (44). Для построения одной прямой экспериментально определяются три ее точки, соответствующие времени накопления Ah при температурах fl i, dj, з (обычно 50, 70, 90° С) затем прямая проводится до уровня температуры 25° С, что позволяет определять время работоспособности уплотнений при этой степени остаточного сжатия и заданной температуре эксплуатации. Герметичность для отдельных типов уплотнений сохраняется до предельного накопления остаточной деформации или падения контактного давления. Для колец круглого сечения, например, АЬкр = 70-т-90%, в зависимости от требований к морозостойкости. Поэтому конечное время эксплуатации можно оценить по номограмме с предельным АНкр. Кинетические кривые изменения остаточной деформации при испытании резиновых деталей в деформированном состоянии позволяют построить другой тип номограммы для расчета сроков хранения и эксплуатации, показанный на рис. 64, б. Здесь построена одна совмещенная кривая Ah — t с разными масштабами времени по [c.129]

В зависимости от направления движения по отношению к полости с жидкостью под давлением могут быть два случая. При насосном ходе поршень движется в направлении герметизируемой полости (для этого хода применяем индекс 1). При моторном ходе (индекс 2) поршень движется в прот йвопол (нбМ йоДбётк направлении. Для конкретных типов уплотнений применяются численные методы расчета. По Хуку и др. [55] для колец круглого [c.229]

При разнородных материалах мест установки учитьтают увеличение зазора вследствие температурных деформаций, а при тонких стенках - вследствие деформаций, происходящих под действием давления и других нагрузок. Кроме того, при расчете необходимо учитывать сплющивание колец радиальных уплотнений вследствие растяжения их в канаках. Начальная относительная деформация min должна обеспечивать минимальное контактное давление р, ,ш к концу эксплуатации издетия. [c.128]

Широкое распространение в практике получили пары трения, в которых использован принцип термогидродинамического расклинивания поверхностей трения. В гл. 8 приведен метод расчета таких пар трения и конструкции колец с канавками различной формы (см. рис. 8.32). Анализ зависимостей коэффициента трения уплотнения от контактного давления при различньгх отношениях а/Ь (рис. 9.13) показывает, что наличие канавок приводит к резкому снижению коэффициента трения, т. е. [c.303]

При выводе этих соотношений было принято Рх = арос- Коэффициенты трения / набивки по корпусу и валу считали одинаковыми. При х = I принимали Рос = Ро- Этот расчет больше применим к сальниковым уплотнениям, работающим при низких давлениях жидкости. Для характерных значений параметров (а = 0,5 /= 0,1 число колец набивки i = l/b = 6) контактное давление при л = О в 1,82 раза больше, чем при х = I. [c.353]

Уплотнение бурового долота (рис. 98, б) эксплуатируется в условиях непосредственного контакта с почвой и повышенной температуры корпуса — шарошки 4. Уплотнение включает несколько уплотнительных колец 2 и 3, поочередно запрессованных на цапфу и в корпус, и упругий элемент, который состоит из двух тарельчатых пружин 5. Материал уплотнительных колец — антифрикционный чугун, спеллит или хромистые стали. При расчете пружин следует обеспечить положительную разность сил упругости пружин и трения по посадочным диаметрам. [c.126]

В гидросистемах станков, компрессоров, кузнечно-прессового оборудования цехов можно применять уплотнения радиального типа в виде колец из текстолита и фторопласта (рис. У.4). При расчете размеров уплотнений необходимо исходить из условия обеспечения аребуемого2 удельного давления, создаваемого кольцом, вследствие [c.164]

Почему вкладыш подшипника изготовляют из менее износостойкого материала, чем материал цапфы 5. Как производится условный расчет подшипников скольжения 6. При каких значениях ф = //й допустимо устанавливать подшипники скольжения с неподвижными вкладышами 7. В чем состоят особенности работы подшипников скольжения при режиме жидкостного трения 8. Дайте сравнительную характеристику подшипников скольжения и качения. 9. Как классифицируют подшипники качения 10. Могут ли радиальные шарикоподшипники воспринимать осевую нагрузку И. Могут ли упорные подшипники воспринимать радиальную нагрузку 12. Для чего применяют радиальные роликовые подшипники с безбор-товыми кольцами 13. От чего зависит выбор типа подшипников качения 14. Как по условному обозначению подшипника качения определить его тип, серию и диаметр 15. В каких случаях целесообразно применение самоустанавливающихся подшипников качения 16. Укажите основные способы крепления внутренних и наружных колец подшипников качения. 17. Каково назначение смазки подшипников качения и как она осуществляется 18. Укажите основные типы уплотнений подшипниковых узлов. 19. В каких случаях применяют мазеудерживающие кольца и в каких—маслосбрасывающие шайбы [c.229]

Расчет уплотнительных колец в шаровых кранах на разрыв под действием удельных давлений на уплотнении может производиться по методике, разработанной С. В. Боярщиновым [6]. [c.110]

Радиальные уплотнения. Конструирование и расчет. В качестве радиальных уплотнений применяют войлочные (фетровые) кольца. Защитные свойства и износостойкость войлочных колец повышаются, если непосредственно перед монтажом погрузить кольцо в масло. Войлок предохраняет поверхность вала от изнашивания благодаря относительно низкому коэффициенту трения (в среднем 0,15), обладая хорошими фильтрующими свойствами, обеспечивая степень очистки до 100% при улавливании загрязненных частиц paзмepa tи до 0,7 мкм [6] [c.45]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...