Уплотнения Расчет усилий

Для расчета усилий при перемещении штока или вращении вала в уплотнении из замороженного щелочного металла необходимо знать механические свойства последнего. А. В. Дро- [c.11]

В справочнике [5] даны значения т для расчета усилия уплотнения в предположении, что = Ь. [c.298]

Усилие Р р складывается из усилий, препятствующих перемещению в осевом направлении кольца торцового герметизирующего устройства. К ним относятся трудно поддающиеся расчету усилия такие, как усилия трения в поводках (см. рис. 89), в зоне контакта кольца 2 с обоймой 3 при выполнении их сопряжения по шаровой поверхности, в зоне контакта обоймы 3 с корпусом 7 и со вспомогательным уплотнением, а также в зоне контакта подвижных в осевом направлении элементов со средой в полости над и под устройством. [c.138]

Для определения первоначальной деформации ес в неподвижном уплотнении Добрушкиным предложена номограмма [46]. Расчет усилий сдвига холостого хода поршня в уплотнениях возвратно-поступательного движения с подробным рассмотрением коэффициентов трения приведен в работе [47], а ряд указаний об условиях монтажа уплотнений кольцами дан в статье [48]. [c.238]

Расчет усилия дан без учета трения в уплотнениях поршня и штока. [c.524]

Сделав ряд допущений, можно упростить решение задачи об определении управляющего усилия, создаваемого насадком. Главное из таких допущений заключается в том, что вместо пространственной задачи о течении газа внутри насадка решается соответствующая плоская задача (полагая, что движение газа происходит в плоскости угла поворота насадка). Криволинейные скачки уплотнения заменяются прямолинейными. ударными волнами. Положение возможных точек отрыва от стенок сопла можно определить, используя зависимости теории отрывных течений. Соответствующий метод расчета рассматривается в 4.6 применительно к определению усилий, создаваемых дефлектором. [c.326]

При расчете управляющих усилий, создаваемых дефлектором, возможны два случая. Если угол поворота дефлектора Ор мал, так что его поверхность составляет с направлением потока газа из сопла угол Рд =бр+Рси, который меньше критического (Рсп — угол сопла, рис. 4.6.1,а), то непосредственно перед дефлектором возникает скачок уплотнения, близкий к прямолинейному. Зная параметры потока в сопле (М , Рх) перед дефлектором в плоскости его симметрии, проходящей через ось сопла перпендикулярно оси поворота дефлектора, можно по зависимостям для косого скачка уплотнения найти для любого бр (при условии, что 3д меньше критического) угол скачка 0 . Полагая далее, что закон распределения давления по поверхности будет таким, как за косым скачком уплотнения А А (например, [c.327]

Схема расчета гидроцилиндра представлена на рис. 63. На ней указаны все силы, действующие на гидроцилиндр. Силы сопротивления усилие на штоке Т, сила трения уплотнения поршня F , сила трения уплотнений штока реактивное усилие от давления в штоковой полости Активной силой является сила давления в поршневой полости Р . Пусть рабочий ход осушествляется при подаче жидкости в поршневую полость. От насоса поступает поток жидкости Q . В зависимости от величины сил сопротивления (Т, F , и Р . ) насос развивает давление Pj . Как указывалось выше, давление насоса возникает как отклик на нагрузку. [c.190]

Естественно, что на качество уплотнения существенно будут влиять и такие факторы, как усилие затяжки сальниковых болтов, предварительное прессование набивки, качество уплотняемых поверхностей деталей и другие, которые в расчете для любого случая принимаются величиной одинаковой и научно или практически обоснованной. [c.95]

Ввиду того, что в правильно сконструированном уплотнении сумма Т + Рпр обычно не превышает 5—8% осевого усилия давления жидкости, действующего на подвижный элемент, в расчетах ею пренебрегаем. При этом допущении уравнение (5.26) примет вид [c.552]

Объединив при этом все параметры в одном коэффициенте k[ , получим Lo = kiL. Практически kL = 0,88 0,93, поэтому при расчетах выбирают ki = 0,9. Допуски на изготовление манжеты (диаметр D, площадь сечения F) и пружины довольно велики, поэтому получить необходимое удельное давление кромки манжеты на вал очень трудно. Это вынуждает производить подбор параметров пружины за счет изменения ее начальной длины Lq и удлинения AL. Для этого пружины должны проверяться на величину усилия Р(. на рабочей длине L. За счет широкого допуска на Lq при этом возможна подрезка пружины. После установки пружины на манжету рекомендуется проверить величину удельного давления на специальном приборе. Контроль за Р в процессе производства дает при эксплуатации уплотнений большой эффект, повышая ресурс в 2—3 раза и устраняя такой серьезный дефект, как износ вала под манжетой. [c.165]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении (условие 6 но табл. 4). Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия ДЛ , а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям 2/ — 4/ в табл. 1. В сопряжениях и -В и в точке С имеются неизвестные разрывы A Q и AN. Осевое усилие ДЛ создает [c.94]

Ввиду того что в правильно сконструированном уплотнении сумма Т + Рпр обычно не превышает 5—8% гидравлического осевого усилия, действующего на площади подвижного элемента, в дальнейших расчетах принимаем Т — =0- При этом допущении уравнение (502) примет вид [c.608]

Анализ показывает, что единственным фактором, во всех случаях препятствующим раскрытию торцового стыка, является момент от прижимающего усилия. Увеличение этого момента й результате увеличения силы F, повышает сопротивление плавающего кольца повороту. Однако вместе с увеличением F, увеличивается сила трения в торцовом стыке Ртр, что может нарушить условие самоцентрирования плавающего кольца, е учетом этого в ходе статического расчета уплотнения соотношение между силами Р и F, должно быть выбрано таким, чтобы условия (11.12) и (11.13) выполнялись одновременно. [c.389]

Во всех видах арматуры для рас-яета силы, которую должен создавать привод, и для расчета прочности отдельных элементов нужно знать усилия, необходимые для уплотнения, т. е. обеспечения герметичности в местах соединения деталей. [c.160]

Уплотнение фланцевых соединений. Расчет воспринимаемого болтами усилия, учитывающий конфигурацию прокладки. Расчет ведется по большему (из двух) усилию или по усилию воспринимаемому болтами в эксплуатационных условиях [c.742]

Величины давления нагнетания / , рабочей площади поршня Р и площади приемных сопел / связаны друг с другом. При заданных максимальных скоростях и максимальном тяговом усилии гидроцилиндра площадь поршня приблизительно обратно пропорциональна разности давлений нагнетания и слива рн—Рсл, а площадь приемных сопел обратно пропорциональна величине (Рн—Рс -Эти приближенные соотношения вытекают из формулы (111.52) статической характеристики привода. Такая связь этих параметров приводит к уменьшению критического передаточного числа механизма передачи управляющего сигнала при увеличении давления нагнетания. Однако повышение перепада давлений рн—оказывает влияние на ряд других параметров привода. Это влечет за собой увеличение приведенного модуля упругости резиновых уплотнений, уменьшение массы подвижных частей гидродвигателя, уменьшение радиуса нагнетательного сопла, а также увеличение коэффициентов Ь- и Ь . В конечном итоге влияние повышения давления нагнетания на точность работы следящего привода зависит от конкретного сочетания параметров, но в большинстве практических случаев, как показывают расчеты, приводит к некоторому увеличению точности. Поэтому давление нагнетания следует выбирать настолько большим, насколько позволяет используемая гидроаппаратура. Однако при этом следует иметь в виду, что долговечность насосов уменьшается с повышением развиваемого давления. [c.81]

Приведенный расчет / рад позволяет установить лишь начальную величину суммарного радиального усилия (последнее при работе уплотнения, как правило, уменьшается) и еще не дает ответа об оптимуме этой величины. Для этого необходимы дальнейшие исследования. [c.244]

Арочные П. Эти плотины состоят из ряда арок, опирающихся на береговые и промежуточные опоры. Ось таких плотин делается прямолинейной за исключением особых случаев, экономически оправдывающих несоблюдение этого правила. Арки делают к воздушной стороне сильно наклоненными, а их опоры получают треугольное сечение с расположением вершины в уровне наиболее высокого горизонта воды. Поверху устраивают помост для сообщения с берегами. С водной стороны устраивают защитную шпору, долженствующую служить основанием для арок и преследующую в то же время цель уплотнения самого основания. На фиг. 19 (план), 20 (вертикальный разрез) и 21 (горизонтальный разрез) изображена арочная плотина, построенная в Германии. Опоры всегда располагают на равных расстояниях друг от друга, чтобы они не подвергались боковым усилиям. При расчете [c.340]

Сильфоны [74] и мембраны используются в торцевых уплотнениях, приборах и в различных механизмах. Резиновые и резинотканевые мембраны (диафрагмы) применяются в приборах гидравлических и пневматических приводов для перемещения узлов и создания необходимых усилий. Очень часто резиновые колпаки, рукава и гофрированные кольца используются как пыльники, защищающие герметизируемые узлы машин от пыли, брызг или газовой коррозионной среды [60, 66]. При расчете таких уплотнений определяют требуемое перемещение и подбирают [c.522]

Крепление цилиндров осуществляется с помощью анкерных шпилек, которые одновременно обеспечивают нажимное усилие, необходимое для создания уплотнения между цилиндром и головкой. У дизелей давление газов внутри цилиндра при вспышке доходит до 110 атм. Возникающие при этом усилия должны быть положены в основу расчета анкерных шпилек на прочность и цилиндров — на прочность и допустимую деформацию. [c.577]

Уплотнение круглыми резиновыми кольцами делают двухрядным, третью, промежуточную, канавку на поршне заполняют консистентной смазкой. В пневматическом управлении с цилиндрами одностороннего действия усилие возвратных пружин соизмеримо с силой на штоке, что следует учитывать при определении размеров цилиндров по заданным сопротивлениям исполнительных механизмов. В предварительных расчетах рекомендуют принимать усилие Р равным 1,3—1,5 потребного усилия Рд . [c.212]

Эта турбина имеет очень развитую систему лабиринтовых уплотнений концевые уплотнения валов 10 и радиальные между дисками 6 и 7. Радиальные уплотнения сконструированы с таким расчетом, что при любой нагрузке турбины осевые усилия рабочего диска уравновешиваются осевыми усилиями уравновешивающего диска 7. [c.145]

При расчете прокладочных уплотнений определяют контактное давление Ыко, достаточное для внедрения материала прокладки в микронеровности уплотняемых поверхностей иа величину, при которой обеспечивается герметичность при малых значениях (близких к нулю) давления в рабочих полостях, и контактное давление М<р, при котором обеспечивается герметичность под давлением рабочей среды [1, 3]. Так как Л кр может быть меньше или больше Л ко, необходимое усилие затяжки прокладок производят по большему из них. Для неметаллических, а также плоских, овальных, восьмигранных и гребенчатых металлических прокладок (рис. 6,6) усилие обжатия при их установке определяют по формуле [c.145]

Несмотря на успешное использование искусственной сжимаемости при поиске эффективных методов решения, все еще остаются серьезные практические проблемы расчета течения с резким изменением параметров в скачках уплотнения. Такие попытки представить численными методами разрывную функцию удаются лишь при значительном раздроблении вычислительной сетки. С целью преодоления трудностей многие исследователи усилили роль искусственной сжимаемости, и оказалось, что такое усиление было крайне необходимо для повышения устойчивости разностных уравнений. Однако это часто приводит к ослаблению и смещению скачка уплотнения. В работе [6.60] эта проблема решается введением в диссипативную функцию как числа Маха потока перед решеткой, так и местных чисел Маха. В результате удалось исключить пики параметров без значительного размывания скачков. [c.192]

Это требование обеспечивается расчетом усилия затяжки шпилек для конкретного типоразмера узла уплотнения согласно ОСТ 26-01-168-88 [5] расчетом режима затяжки шпилек в соответствии с РД 26-01-122-89 [6] подбором для данного типоразмера уплотнения соответствуюшего ему по мощности устройства для затяжки шпилек разработкой инструкции для затяжки шпилек конкретного типоразмера уплотнения. [c.83]

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]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении. Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия АР, а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям (см. рис. 3.2). В сопряжениях А к В кв точке С имеются неизвестные разрывы AQ , А и АР. Осевое усилие АР создает в точке С неизвестный внешний изгибающий момент ДЛ1 =ЛРбк> вызванный переносом осевого усилия с радиуса / ш на радиусЛд. При выводе формулы (3.2) было показано, что для определения неизвестных разрывов А , Ад , AAf должны рассматриваться зависящие от них величины Af и Здесь И к - радиальное перемещение нажимного кольца в точке А от распорного усилия AQ , момента АМ , вызванного дополнительным усилием АР в шпильках, и внешней нагрузки . Л/ — изгибающий момент, возникающий после указанного выше переноса усилия АР и равный [c.138]

Один из методов расчета болтовых фланцевых соединений изложен в правилах ASME для сосудов под давлением. Величина рабочего давления участвует в нем как существенный фактор, учитываемый в расчете. Вводится понятие удельного давления при полной затяжке. Это — минимальное давление сжатия, которое требуется для плотного прилегания материала прокладки к поверхности фланца. Его численное значение определяется в основном из тех же соображений, что и минимальные уплотняющие усилия сжатия (фиг. 3), с той лишь разницей, что последние берутся достаточно высокими для уплотнения стыка в условиях низких давлений. Наряду с удельным давлением методика ASME учитывает еще и рабочее давление, вводя для этого коэффициент т. Этот коэффициент показывает, какую дополнительную величину удельного давления нужно создать при затяжке фланца, чтобы компенсировать влияние рабочего давления. Следовать прави- [c.213]

Для создания начального давления на контактной поверхности иногда применяют комбинированные уплотнения (см. рис. 5.5, б), состоящие из уплотнительного пластмассового кольца 4 (фторопласт-4) и резинового кольца 2, создающего начальный натяг с давлением Pi- При давлениях 150—200 кПсм наблюдается постепенное выдавливание фторопласта-4 в зазор, что ограничивает срок службы таких уплотнений. Поэтому для насосов, создающих высокие давления до 250—350 кПсм , применяют торцовые уплотнения, показанные на рис. 5.5, в. В неподвижном корпусе насоса 3 устанавливается стакан 4, поджимаемый усилием нажимной пружины 5 и силой давления р на торец к сферической шайбе 2, притертый торец которой опирается на торец втулки / в поворотной люльке. Площадь этой опоры больше площади для того, чтобы в зазоре происходило некоторое просачивание масла и возникала сила, уравновешивающая силу pFi давления. Принцип действия и расчет этого уплотнения и рассмотренных выше торцовых уплотнений валов аналогичны. [c.169]

Таким образом, программа предусматривает расчет конструкций из элементов коротких цилиндрических, сферических, конических, эллиптических оболочек постоянной толщины, цилиндрических оболочек линейно-переменной толщины, нолубесконечных оболочек, круглых и кольцевых пластин и различных кольцевых деталей (табл. 2) при различных (с учетом разработанной классификации) видах и упругих характеристиках разрывных сопряжений (сы. табл. 1), при краевых условиях в усилиях, смещениях, смешанных, а также при краевых условиях в виде сопряжения оболочек с упругими элементами заданной жесткости. Типы нагружения — силовые нагрузки в виде усилий затяга шпилек фланцевых соединений, затяга винтов узлов уплотнения, равномерного, линейно-переменного давления, распределенных по параллельному кругу изгибающих моментов и перерезывающих усилий, осевых усилий, центробежных сил температурные нагрузки в виде краевых температурных коэффициентов влияния — перемещений для элементов, рассматриваемых как свободные (при температуре, постоянной по толщине и изменяющейся вдоль меридиана) либо усилий для элементов, рассматриваемых как часть бесконечных оболочек (при переменной по толщине температуре). [c.85]

В стандартном американском методе расчета используют приблизительно в два раза ОольЕпие значения т, но они соотистсивуют удвоенному усилию уплотнения. [c.59]

Расчет врезающегося кольца сводится к определению радиальной деформации его оболочки под действием усилия затяжки Ра и деформации зоны контакта. Минимальное контактное давление для обеспечения герметичности соединения Ркт1п 200...300 МПа (сталь — сталь). Расчеты уплотнений типа металл — металл с линейным контактом требуют тщательной экспериментальной проверки, поскольку состояние контакта зависит от вибрации трубопроводов, температурных деформаций, возможных коррозионных повреждений. Температурные коэффициенты линейного расширения материалов гайки, штуцера и ниппеля для уплотнений, работающих в широком температурном диапазоне, должны быть одинаковыми. Это требование особенно относится к конструкциям, в которых применены коррозионно-стойкие стали, титановые, алюминиевые и медные сплавы. [c.144]

Объслмный к. п. д. поршневого гидроцилиндра весьма высок i],, = 0,98-ь0,99. У поворотных гидроцилиндров flu несколько ниже вследствие сложности уплотнения по некруглому поперечному сечению. У гидроцилиндров двустороннего действия с односторонним штоком или с разными по площади сечения штоками движение осуществляется в разные стороны с неодинаковыми скоростями. При подборе гидроцилиндра задаются рабочим давлением и на основании уравнения Р = pF определяют конструктивные размеры поперечного сечения цилиндра (давлением в сливной полости пренебрегают). Целесообразно иметь некоторый запас и по усилию, с тем чтобы компенсировать неучтенные потери при расчете. Для обеспечения малого хода и больших усилий применяются мембранные гидроцилиндры. Их активную площадь прибл1шенно определяют по формуле [c.93]

Уплотнение упругожесткими (резино-паронитовыми) прокладками как жидких, т ак и газообразных сред, описывается в ряде работ [14—16]. Для систем, жесткость соединений которых сравнима с жесткостью прокладок, принимается механизм контактной проницаемости с учетом незначительных по величине деформаций всех элементов системы. При расчетах исходят из следующего. При начальной затяжке болтов фланцевого соединения усилие затяга создаст начальную нагрузку болтов и прокладки. Их условные напряжения могут быть установлены по размерам и жесткости деталей. Гидростатическая нагрузка рабочей среды Р разгружает прокладки и дополнительно нагружает болты , Соотношение нагрузок на болты Р , на прокладку Рц и гидростатической нагрузки Р следующее [c.228]

Расчет радиального усилия контакта однокромочной манжеты. Известны неоднократно предпринимавшиеся расчеты контактного давления, в основном сводившиеся к определению давления на вал усовой части и пружины манжеты [65]. Однако в таких расчетах не учитывались некоторые составляющие радиального усилия уплотнений и геометрические параметры манжеты. Расчет, разработанный Цыбук, Комарницким и Юровским [67], более точен. [c.242]

Для расчета радиальных уплотнений воспользуемся упрощенной схемой (рис. 31). Считаем герметизирующую кромку и пружину как упругое колы евое тело прямоугольного сечения Ь ХЬ. Принимаем, что при тангенциальном растягивающем напряжении а элемент этого кольца ГвЫк1 р (см. же. 31) создает радиальное усилие с1Р - 2оЬЬяп- , где Ь - ширина [c.51]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...