close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

8.Расчет и конструирование агрегатов пневматических и пневмогидравлических систем. Линии связи

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Московский государственный технический университет
имени Н.Э. Баумана
А.В. Чернышев, О.В. Белова, Ю.В. Кюрджиев
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
АГРЕГАТОВ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ
И ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
ГЕРМЕТИЧНОСТЬ. ЛИНИИ СВЯЗИ
Рекомендовано Научно-методическим советом
МГТУ им. Н.Э. Баумана
в качестве учебного пособия по курсу
«Пневматические системы и их элементы»
Москва
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана
2009
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
УДК 629.1.065(075.8)
ББК 32.965.2
Ч-49
Ч-49
Рецензенты:
В.Н. Соллогуб, П.И. Пластинин
Чернышев А.В.
Расчет и конструирование агрегатов пневматических и
пневмогидравлических систем. Герметичность. Линии связи :
учеб. пособие по курсу «Пневматические системы и их элементы» / А.В. Чернышев, О.В. Белова, Ю.В. Кюрджиев. — М.:
Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. — 61, [3] с.
Рассмотрены основные методы контроля и способы обеспечения
герметичности пневматических и пневмогидравлических систем. Приведены сведения о составе, основах проектирования и расчете линий
связи пневматических систем.
Для студентов 4-го курса, обучающихся по специальности «Вакуумная и компрессорная техника» и изучающих курсы «Пневматические системы и их элементы» и «Теория и расчет вакуумного и
электропневмомеханического оборудования». Пособие также может
быть полезным при курсовом и дипломном проектировании.
УДК 629.1.065(075.8)
ББК 32.965.2
© МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ПРЕДИСЛОВИЕ
Пневматические и пневмогидравлические системы (ПиПГС)
являются неотъемлемой частью многих технических устройств и
аппаратов. В том или ином виде они используются в системах автоматизации и механизации производства промышленных предприятий, в горнодобывающей и строительной индустрии, в транспортных системах и медицинской технике. Вместе с тем
независимо от назначения и вида технического устройства или типа аппаратов все ПиПГС имеют много общего. Они состоят из источников энергии (сжатого газа), агрегатов управления, исполнительных устройств и линий связи.
В отечественной и зарубежной литературе имеется множество
публикаций, посвященных вопросам разработки агрегатов и исполнительных устройств ПиПГС. В большинстве случаев эти публикации носят разрозненный характер и отражают лишь частные
вопросы разработки систем конкретных технических устройств.
Данное учебное пособие, являющееся составной частью общей
серии учебных пособий «Расчет и конструирование агрегатов
пневматических и пневмогидравлических систем», посвящено вопросам обеспечения и контроля герметичности пневматических
систем, основам конструирования и расчета соединительных устройств, трубопроводов и уплотнительных устройств.
Учебное пособие предназначено для студентов, изучающих
курсы «Пневматические системы и их агрегаты», и «Теория и расчет вакуумного и электропневмомеханического оборудования».
3
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ВВЕДЕНИЕ
В соответствии с классификацией, приведенной в работе [1],
ПиПГС состоят из источников энергии, управляющих устройств,
машин и аппаратов, потребителей энергии. Все они объединяются
в единую систему с помощью линий связи.
Линии связи обеспечивают функциональное взаимодействие
всех агрегатов и устройств, входящих в состав системы, и состоят
из соединительных устройств и трубопроводов. Поскольку основным назначением линий связи ПиПГС является передача энергии
рабочего тела, к ним предъявляют следующие требования:
• обеспечение требуемого расхода рабочего тела с заданной
скоростью;
• механическая прочность;
• стойкость к воздействиям рабочей и окружающей среды;
• обеспечение минимальных потерь напора;
• минимальное гидравлическое сопротивление;
• минимальные массогабаритные характеристики;
• герметичность.
Линии связи должны также удовлетворять эксплуатационным
требованиям, т. е. обеспечивать:
• ремонтопригодность;
• технологичность изготовления и простоту сборки;
• взаимозаменяемость отдельных элементов;
• экономическую эффективность.
В некоторых случаях линии связи представляют собой магистральные сети, содержащие в основном прямые трубы большой протяженности (например, газо- и нефтепроводы) и достаточно редкие разветвления и узлы регулирования потока
рабочей среды.
4
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В других случаях это сравнительно небольшие по протяженности линии связи с большим числом разнообразных препятствий в
виде фасонных и разветвленных частей, дросселей, клапанов, регуляторов, решеток, например, воздуховоды систем вентиляции и
кондиционирования, газоходы промышленных химических и металлургических установок, топливопроводы автомобилей, ракет,
самолетов и т. д.
Достаточно часто ПиПГС представляют собой единый агрегат,
например, теплообменник, двигатель, турбину, газоочистительную
установку, аппараты химической, металлургической, пищевой
промышленности и ряд других. В этом случае системы обычно
содержат большое количество коротких трубопроводов с поворотами, изгибами, кручением, а также местных сопротивлений.
При проектировании ПиПГС необходимо корректно определить гидравлическое сопротивление сети и оценить элементы сети
с точки зрения надежности и прочности. Для широкого класса агрегатов и систем помимо гидравлического сопротивления важной
характеристикой являются потери тепловой энергии в результате
транспортировки рабочей среды (часто бывает необходимо отвести от рабочего тела максимальное количество теплоты). Примерами таких систем могут быть паропроводы, системы транспортировки жидких металлов-теплоносителей, теплообменники и т. п.
Если для силовых исполнительных устройств (например, пневмоцилиндров) потери тепловой энергии (охлаждение при транспортировке сжатого воздуха) изменяют динамические и силовые характеристики в пределах 1 % и, следовательно, в подавляющем
числе случаев не учитываются, то для агрегатов этого класса актуальной становится задача расчета тепловых потерь, частью которой является расчет потоков между рабочим телом и трубопроводом.
5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. ГЕРМЕТИЧНОСТЬ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ
И ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Герметичность — способность оболочки (корпуса) агрегата
ПиПГС, отдельных ее элементов и соединений препятствовать газовому или жидкостному обмену между средами, разделенными
этой оболочкой. Требования к степени герметичности оболочки
определяют исходя из условий обеспечения нормального течения
рабочего процесса, для которого осуществляется герметизация.
Степень герметичности оболочки характеризуется количеством
вещества, перетекающего через нее в единицу времени, и измеряется в граммах в секунду.
Герметичной считается оболочка, газовый или жидкостный обмен через которую не превышает допустимого. Герметичность —
важное свойство, которое необходимо учитывать при проектировании герметизируемых объектов, предназначенных для длительного
хранения и эксплуатации. По количественной характеристике герметичности определяют надежность и долговечность устройства.
Для этого расчетным путем устанавливают вероятный промежуток
времени, в течение которого при заданных условиях эксплуатации
(перепаде давления, температуры, нагрузки и т. п.) сквозь отдельные элементы или через всю оболочку проникает жидкость или газ,
способные вывести из строя герметизируемый объект.
Обеспечение герметичности ПиПГС является сложной и ответственной задачей, стоящей перед разработчиками и производителями данной техники. На потерю герметичности элементов
ПиПГС приходится значительная доля отказов технических систем, в составе которых они эксплуатируются. Потеря герметичности элементов ПиПГС стационарного или транспортного исполнения с возобновляемым запасом рабочего тела во многих случаях
приводит к изменению их технических характеристик и частичной
6
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
или полной потере работоспособности изделия. Особое внимание
вопросам герметичности элементов пневматических систем уделяют в тех случаях, когда в качестве рабочего тела используются
пожаро-, взрывоопасные и токсичные газы.
Наиболее проблемными узлами с точки зрения обеспечения
герметичности в процессе разработки, производства и эксплуатации ПиПГС, пневматических агрегатов и исполнительных устройств являются:
• корпусные детали и стенки трубопроводов;
• соединительные устройства;
• узлы разъединения полостей пневмоагрегатов и исполнительных устройств;
• запорные органы клапанов и регулирующих устройств.
Для контроля герметичности агрегаты и исполнительные устройства ПиПГС проходят гидравлические испытания, которые выполняют в два этапа:
• гидравлическое испытание на прочность, непроницаемость
металла неподвижных разъемных соединений, сальников и мест
подсоединения;
• испытание рабочего (запорного) органа на герметичность.
Гидравлические испытания. Для того чтобы гарантировать
прочность детали и непроницаемость металла, проводят испытания
на прочность. Деталь испытывают при пробном давлении, которое
в 1,25–2,0 раза превышает условное давление [2]. Испытания проводят водой при нормальной температуре, а наличие или отсутствие протечек выявляют внешним осмотром испытуемого изделия,
по падению давления в замкнутом объеме или с помощью специальных приборов. Гидравлическое испытание должно проводиться
до покраски изделия. Применять при высоких давлениях воздух,
другие газы или пар для этих целей не рекомендуется, так как это
опасно для персонала, поскольку испытанию подлежат изделия,
прочность которых окончательно не установлена.
Продолжительность испытания устанавливается соответствующей технической документацией (стандартами или техническими условиями). Время выдержки изделия под пробным давлением должно быть достаточным для осмотра и установления
годности изделия. В ряде случаев продолжительность нахождения
под давлением выбирают в зависимости от наибольшей толщины
7
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
стенки корпусных деталей. Для ответственных изделий время выдержки назначают не менее 10 мин. После выдержки давление
снижают до 4/5 пробного давления и проводят тщательный осмотр
изделия. Давление при осмотре должно поддерживаться постоянным. Пропуск воды в сварные швы и образование конденсата на
поверхности металла не допускаются.
Испытания на герметичность. Испытание арматуры на герметичность проводят для проверки качества проектирования и изготовления запорных органов агрегатов и исполнительных устройств. Одновременно контролируют герметичность подвижных и
неподвижных соединений, сильфонных или мембранных узлов.
Гидравлическое испытание на герметичность проводят под условным давлением ру и выполняют после гидравлического испытания
на прочность. В закрытом положении агрегаты ПиПГС не должны
пропускать среду из одной части системы в другую.
Однако в ряде случаев нет необходимости предъявлять к арматуре особо высокие требования в отношении герметичности, поскольку иногда некоторая незначительная протечка среды допустима, а обеспечение абсолютной герметичности запорного органа
бывает сложным и экономически неоправданным. В связи с этим
разработана классификация арматуры по классам герметичности с
соответствующими нормами допустимой протечки [3, 4].
1.1. Классы герметичности
Класс герметичности арматуры общепромышленного назначения устанавливают в зависимости от ее назначения [5]: 1-й класс —
арматура для взрывоопасных и токсичных сред; 2-й класс — арматура для пожароопасных сред; 3-й класс — арматура для остальных сред. По мере усложнения условий эксплуатации и создания новых типов арматуры введены новые классы герметичности
A, B, C, D, B1, C1 и D1 [3].
Нормы герметичности по ГОСТ 9544–93 распространяются на
арматуру общепромышленного назначения с условным диаметром
прохода Dу = 3…2000 мм для условных давлений ру = 0,1…20,0 МПа.
Для арматуры 1-го и 2-го классов герметичности предусмотрены нормы при испытаниях воздухом или водой, для арматуры 3-го
класса герметичности — только водой. При испытаниях водой до8
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
пускаемый пропуск не зависит от условного или рабочего давления, при испытании воздухом (в связи со сжимаемостью газов)
нормы дифференцированы в зависимости от значений условного
давления.
Арматура специального назначения, применяемая в авиационной и ракетно-космической технике, работающая под давлением
сжатого газа или вакуума, по нормам герметичности (утечек и натеканий) разделена на 12 групп, приведенных в табл. 1 [6]:
Таблица 1
Группы и нормы герметичности
Группа
герметичности
2-1
2-2
2-3
2-4
2-5
2-6
Норма герметичности, Па·л/с,
1,3·10–10 1,3·10–8 1,3·10–6 1,3·10–5 1,3·10–4 1,3·10–3
не более
Группа
герметичности
2-7
2-8
2-9
2-10
2-11
2-12
Норма герметичности, Па·л/с,
2,6·10–3 1,3·10–2 2,6·10–2 1,3·10–1 1,3·101 6,6·102
не более
1.2. Расчет допустимых пропусков испытательной среды
Нормы герметичности, приведенные в ГОСТ 9544–93, предусматривают допустимый пропуск испытательной среды при испытаниях условным или рабочим давлением по ГОСТ 356–80 при
температуре испытательной среды (20 ± 10) °С. При испытаниях в
других условиях пересчет значений допустимого пропуска среды
должен осуществляется по методикам, приведенным в нормативно-технической документации.
При определении допустимых пропусков испытательной среды
используются следующие формулы [5]:
• при испытаниях воздухом
u = 10knDу3 / 2 ( p + 0, 2),
9
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где u — допустимый пропуск воздуха, см3/мин; k — коэффициент,
зависящий от класса герметичности (для 1-го класса герметичности k = 1, для 2-го класса k = 3); n — коэффициент, зависящий от
типа арматуры (для вентилей n = 7,5 ⋅10−4 ; для запорной арматуры
n = 2,6 ⋅10−3 ); Dy — условный диаметр прохода, мм; p — давление
среды, МПа;
• при испытаниях водой
u1 = kmDу3 / 2 ,
где u1 — допустимый пропуск воды, см3/мин; k — коэффициент,
зависящий от класса герметичности (для 1-го класса k = 1, для 2-го
класса k = 3, для 3-го класса k = 10); m — коэффициент, зависящий
от типа арматуры (для вентилей m = 5 ⋅10−5 ; для запорной арматуры m = 1,6 ⋅10−4 ).
В большинстве случаев негерметичность достаточно надежно
выявляется при испытаниях воздухом под давлением 0,5…
…0,6 МПа, а расчет допустимого пропуска воздуха может быть
выполнен по зависимости
u2 = k2u,
где u2 — допустимый пропуск воздуха при испытаниях под давлением 0,6 МПа; u — допустимый пропуск среды при испытаниях
герметичности арматуры условным давлением рабочей среды,
см3/мин; k2 — безразмерный коэффициент пересчета.
Некоторые значения коэффициента пересчета k2 приведены в
табл. 2.
Таблица 2
Значения коэффициентп пересчета k2
Среда
Условное давление ру, МПа
0,6
1,0
1,6
2,5
4,0
6,4
Воздух
1,0
0,4
0,17
0,071
0,029
0,011
Вода
220
132
82
53
33
21
10
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Во время испытаний на герметичность закрытие арматуры
осуществляется при действии номинального рабочего давления
расчетным крутящим моментом на маховике или электроприводе.
При работе пневмо- или гидропривода давление в нем при закрывании должно быть минимально допустимым. Испытание на герметичность вентилей и клапанов осуществляется с подачей среды
«под клапан» или «на клапан» в зависимости от назначения арматуры. Арматура, снабженная электроприводом, испытывается после закрытия штатным электроприводом, отрегулированным на
расчетную силу прижатия. Испытание на герметичность обратных
клапанов проводится при разных значениях давления, начиная с
наименьшего.
1.3. Методы контроля герметичности
Для обнаружения и измерения пропуска испытательной среды
применяют различные методы и приборы. Наиболее просто обнаружить пропуск при испытании водой. При испытании воздухом
пропуск может быть обнаружен путем отвода воздуха по резиновой трубке в резервуар с водой. Для более точного измерения пропуска воздух отводится в мерный сосуд, наполненный водой. Пропуск определяют по объему вытесненной воздухом воды или по
числу пузырьков в минуту. Большие расходы воздуха определяют
ротаметром.
Место пропуска можно обнаружить с помощью мыльного раствора — по появляющимся мыльным пузырям. Арматуру с малыми условными диаметрами прохода при испытаниях воздухом допускается погружать в воду в собранном виде. Герметичность
запорного органа контролируют по пузырькам, проходящим через
слой воды.
При испытаниях герметичности обратных клапанов допускается протечка в следующем объеме [5]:
Dу, мм
Допустимая протечка воды,
см3/мин
25 – 65
100
200
300 – 400
600
1
3
7
12
20
Герметичность запорного органа предохранительных клапанов
определяется рабочей средой при рабочем давлении. Допустимые
11
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
протечки для предохранительных клапанов принимают по ГОСТ
9544–99, обычно по 1-му классу герметичности.
Помимо испытания водой и воздухом арматуру ответственного
назначения можно подвергать испытаниям на герметичность и непроницаемость металла хладоном или гелием с использованием течеискателей для обнаружения протечек и их местонахождения. Значения чувствительности (минимально обнаруживаемого потока
протечки) различных методов испытаний арматуры на герметичность
приведены в табл. 3. Для того чтобы приближенно оценить поток
при протечках, следует иметь в виду, что поток 1 л мм рт. ст./с
(1,32⋅10–1 м3⋅Па/с) представляет собой сплошной ряд пузырьков при
испытании методом погружения в воду. Поток 10–2…10–3 л мм рт. ст./с
обнаруживается после определенной выдержки.
Таблица 3
Чувствительность различных методов испытаний на герметичность
Метод
испытания
Принцип испытания
Чувствительность,
л мм рт. ст./с
Воздухом
по падению
давления
В изделие под давлением подается воздух. Нарушение герметичности определяется по падению
давления в отсеченной полости
1,0
Гидравлический
В изделие под давлением подается вода. Нарушение герметичности определяется по появлению
протечки или потения
0,5
Воздухом
с погружением
в воду
Изделие, находящееся под внутренним давлением воздуха, погружается в емкость с водой.
Нарушение герметичности
определяется по образующимся
пузырькам воздуха
10–2 – 10–3
Воздухом
с помощью
пенообразующего вещества
Контролируемые участки изделия, находящегося под внутренним давлением воздуха, покрывают тонким слоем пенообразующего вещества. Нарушение герметичности определяется по образующимся пузырькам воздуха
10–3 – 10–4
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание табл. 3
Метод
испытания
Галогенный
Принцип испытания
В изделие подается под небольшим избыточным давлением галоген (например, хладон). Протечки определяют специальным
щупом-улавливателем, которым
обследуется наружная поверхность арматуры
Гелиевым щупом Принцип тот же, что и вышеуказанный, только в изделие подается гелий
В гелиевой
камере
Изделие, в котором создается вакуум порядка 10–6 мм рт. ст., помещается в гелиевую камеру (гелий находится под давлением).
Наличие гелия в изделии определяется гелиевым течеискателем
Чувствительность,
л мм рт. ст./с
10–5 – 10–7
10–6 – 10–8
10–8 – 10–10
Арматура и исполнительные устройства ПиПГС авиационной и
ракетно-космической техники, работающие под давлением сжатого
газа или вакуума, в зависимости от группы герметичности подлежат
контролю герметичности методами, приведенными в табл. 4 [6].
13
2-5
2-6
2-7
2-8
2-9
2-10
2-11
2-12
14
Ротаметрический
метод
по ОСТ 1 41320–72
2-4
Массспектрометрический
метод. Способ щупа
Масс-спектрометрический метод.
Способ вакуумирования
Методы контроля герметичности
Манометрический метод
по ОСТ 1 41318–72
2-3
Пневматический метод
2-2
Метод «накапливания»
с вакуумированием
Группа
герметичности
Пневмогидравлический метод
по ОСТ 1 41319–72
2-1
Метод радиоактивных меток
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 4
Метод контроля
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Устройства, обеспечивающие соединение всех элементов
пневматических и пневмогидравлических систем, называются соединительными. Различают три основные группы соединительных
устройств:
• неразъемные;
• разъемные;
• быстроразъемные.
2.1. Неразъемные соединительные устройства
К неразъемным соединительным устройствам прежде всего относятся соединения, выполняемые с помощью сварки. Такие соединения отличаются минимально возможной массой узла, технологичностью, обладают высокой герметичностью и необходимой
прочностью. К их недостаткам можно отнести сложность обслуживания и взаимозаменяемости агрегатов, связанные с резкой трубопровода и обеспечением чистоты внутренних полостей трубопроводов и арматуры.
Пример конструкции сварного соединения трубопроводов
представлен на рис. 1 [7]. В данном соединении для исключения
попадания расплавленного металла сварного шва и окалины во
внутренние полости трубопроводов и арматуры применено подкладное кольцо.
К концам трубопроводов или агрегатов приваривают штуцеры,
которые изготовляют точением (рис. 2, а) или высадкой (штамповкой) (рис. 2, б). Если места сварки доступны для механической обработки, зачистки сварного шва изнутри и контроля качества шва,
то сварку штуцера с трубопроводом осуществляют встык без раз15
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
делки кромок и применения подкладных колец. Чаще всего сварные
соединения трубопроводов выполняют автоматической электродуговой сваркой. Сварку проводят оплавлением буртиков штуцеров.
Штуцер, выполненный высадкой, меньше по массе, чем точеный, так как отсутствие перерезаемых волокон материала позволяет изготовлять его с меньшей толщиной стенок.
Рис. 1. Сварное соединение трубопроводов
с подкладным кольцом:
1 — трубопровод; 2 — штуцер; 3 — подкладное
кольцо; 4 — сварной шов
а
б
Рис. 2. Сварные штуцеры:
а — точеный; б — штампованый
При необходимости создания неразъемного герметичного соединения стальных трубопроводов с корпусами арматуры из алюминиевых сплавов применяют промежуточные переходники —
кольца из алюминиевого сплава АД-1 (рис. 3) [7]. Штуцер агрегата
1 из сплава АМГ6 соединяется сваркой трением со сварным штуцером 2 трубопровода, изготовленным из стали 12Х18Н10Т, через
переходное кольцо 3 из сплава АД-1.
16
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3. Сварное соединение стального трубопровода
с корпусом агрегата из алюминиевого сплава:
1 — штуцер агрегата; 2 — переходное кольцо; 3 — сварной
штуцер трубопровода
Герметичность неразъемных соединительных устройств обеспечивается герметичностью сварного шва и подтверждается обязательными контрольными испытаниями.
2.2. Разъемные соединительные устройства
К разъемным соединениям относятся фланцевые и ниппельные
соединения. Фланцевые соединения применяют для трубопроводов с диаметрами более 30 мм и в тех случаях, когда отсутствует
угловое смещение соединяемых трубопроводов. На рис. 4 показаны фланцевые соединения с алюминиевой уплотнительной прокладкой, установленной по схеме «в замок» (а), с резиновыми уплотнительными кольцами (б).
Недостатком фланцевого соединения трубопроводов с алюминиевой уплотнительной прокладкой является неполная герметичность при частой смене тепловых режимов. При использовании в
соединении уплотнительного резинового кольца не требуется высокой жесткости пары. Такие соединения более устойчивы к смене
тепловых режимов, но их применение ограничивается диапазоном
температур 223…323 К и агрессивностью среды.
Если в процессе монтажа оси соединяемых трубопроводов
имеют взаимное угловое смещение, то во избежание изгибных напряжений трубопроводы соединяют сопряжением конической и
сферической поверхностей. В трубопроводах с диаметрами более
30 мм применяются фланцевые соединения с сопряжением конической и сферической поверхности (рис. 5). Шаровые (ниппель17
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ные) соединения стальных труб в основном применяют при небольших диаметрах трубопроводов (до 30 мм) до номинального
давления 20 МПа и затягивают накидной гайкой (рис. 6). Также
широко распространены соединения с развальцовкой ниппеля
(рис. 7).
а
б
Рис. 4. Фланцевые соединения трубопроводов:
а — с алюминиевой уплотнительной прокладкой, установленной
по схеме «в замок»; б — с резиновыми уплотнительными кольцами
Рис. 5. Фланцевое соединение с сопряжением
конической и сферической поверхностей
Рис. 6. Шаровое ниппельное соединение
стального трубопровода:
1 — штуцер; 2 — накидная гайка; 3 — шаровой
ниппель; 4 — трубопровод
18
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 7. Ниппельное соединение стального трубопровода с развальцовкой:
1 — штуцер; 2 — накидная гайка; 3 — ниппель; 4 —
трубопровод
Различие приведенных типов ниппельных соединений обусловлено технологией их изготовления. В первом случае (см. рис.
6) шаровой ниппель 1 приваривается к торцу стального трубопровода с предварительно надетой на него накидной гайкой 2. Во втором случае (см. рис. 7) на стальной трубопровод 4 надевают накидную гайку 2 и ниппель 3 и затем торец трубопровода
развальцовывают с применением специальной оснастки. При закручивании гайки 2 внутренний конус развальцованного стального
трубопровода 4 притягивается к наружному конусу штуцера 1. Таким образом, трубопровод с шаровым ниппельным соединением
должен быть предварительно изготовлен и испытан, а ниппельное
соединение с развальцовкой, не требующее сварки, может быть
изготовлено по месту и испытано уже в составе системы.
Для соединения подвижных элементов ПиПГС применяют
гибкие резиновые и металлорезиновые напорные рукава. Конструкция соединительного устройства для присоединения гибкого
напорного рукава показана на рис. 8.
Рис. 8. Ниппельное соединение гибких напорных рукавов:
1 — штуцер; 2 — накидная гайка; 3 — ниппель
19
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.3. Быстроразъемные соединительные устройства
К быстроразъемным соединениям относятся устройства, предназначенные для соединения и разъединения трубопроводов отдельных подсистем или исполнительных устройств с основной
системой, например, для соединения и обеспечения герметичной
связи систем, расположенных на борту ракеты-носителя или КЛА
с наземным комплексом, и их разъединения [7]. Разъемные соединения состоят из двух частей: бортовой и наземной. Разделение
осуществляется либо автоматически, подачей управляющего давления в замок, удерживающий обе части соединения, либо приложением тарированной силы к замку.
В промышленности быстроразъемные соединения применяют
для быстрого («в одно движение») и легкого подсоединения штекера на гибком напорном рукаве к гнезду пневмоинструмента, на
транспорте — для соединения пневмосистем железнодорожных
вагонов и автоприцепов, в устройствах для заправки топливных
емкостей сжиженным газом, в медицинской технике, например,
для соединения пневмотурбин стоматологических установок с
пневматической системой и т. п.
Быстроразъемные соединения могут оснащаться фиксатором
(например, с шариковым замком, после освобождения которого
разводят трубопроводы), но могут не содержать его. В последнем
случае трубопроводы стыкуются и удерживаются в таком положении трением, а отстыковываются разведением узлов конструкции в противоположные направления под действием приложенных к ним внешних сил. Для предотвращения истечения рабочего
тела в окружающую среду штуцеры в разъединяемых узлах быстроразъемного соединения могут быть оснащены обратными
клапанами.
Двухштуцерное разъемное соединение, обеспечивающее связь
борта изделия с наземными системами через штуцеры А и Б, представлено на рис. 9. Шариковый замок обеспечивает соединение
обеих частей разъемного соединения под нагрузкой, создаваемой
давлением среды в штуцерах А и Б [7].
20
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 9. Двухштуцерное быстроразъемное соединение:
1 — втулка; 2 — шарики; 3 — штуцер замка; 4 — шток; 5 —
пружина; 6 — гайка; 7 — подпружиненная втулка; А, Б — штуцеры быстроразъемного соединения
Напряжение, создаваемое в шейке втулки 1 и шариках 2 замка,
должно быть меньше напряжения текучести выбранных материалов этих деталей. Замок разъемного соединения является пневмомеханическим, т. е. обеспечивает расстыковку под действием как
управляющего давления, так и механической силы. При подаче
управляющего давления к штуцеру 3 шток 4 упирается во втулку 1
21
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
и с силой, равной произведению управляющего давления и площади уплотнения штока 4, действует на штуцер 3, перемещая его
вправо. Преодолев силу пружины 5 и сместившись вправо, штуцер
3 высвобождает место для шариков 2, которые под действием силы затяжки гайки 6 и давления на площади уплотнения манжет
штуцеров А и Б смещаются к периферии и позволяют втулке 1
выйти из зацепления, при этом шариковый замок раскрывается.
Подпружиненная втулка 7, перемещаясь влево, препятствует
выпадению шариков из замка, сохраняя тем самым возможность
повторной стыковки. Механическая расстыковка соединения возможна путем приложения к штуцеру 3 силы, направленной вправо.
а
б
Рис. 10. Быстроразъемное соединение общепромышленного назначения:
а — без обратных клапанов; б — с обратными клапанами; 1 — резиновое кольцо;
2 — втулка; 3 — пружина; 4, 5 — штуцеры; 6 — шарики; 7 — обратные клапаны
На рис. 10, а представлено быстроразъемное соединение элементов пневматических систем общепромышленного назначения.
Характерными особенностями данного соединения являются малые потери напора и простота стыковки и расстыковки. В соеди22
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ненном положении герметизация штуцеров разъема обеспечивается резиновым кольцом 1. Для разделения соединения необходимо
сдвинуть втулку 2 в направлении штуцера 5, сжав пружину 3 и
разведя штуцеры 4 и 5 в осевом направлении, при этом шарики
замка 6 переместятся под действием тангенциальной силы из паза
штуцера 4. Перемещение втулки 2 в осевом направлении ограничено, что предотвращает выпадение шариков из отверстий конической формы в штуцере 5. Разделение данного соединения возможно только при отсутствии в трубопроводе давления рабочей среды.
Представленное на рис. 10, б быстроразъемное соединение, предназначенное для работы в составе пневматических систем с давлением рабочей среды до 5,0 МПа, по принципу действия аналогично предыдущему устройству. Различие заключается в том, что
стыковка и разделение устройства возможны при наличии давления рабочей среды в трубопроводе, поскольку оба штуцера снабжены обратными клапанами 7.
23
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
В агрегатах ПиПГС различают три основных вида уплотнительных устройств:
• уплотнения неподвижных соединений;
• уплотнения подвижных соединений;
• клапанные уплотнения.
3.1. Уплотнения неподвижных соединений
Уплотнения неподвижных соединений предназначены для того, чтобы исключить взаимное проникновение сред (утечки) через
соединение при сохранении возможности его разборки.
Неподвижные соединения в ПиПГС чаще всего применяются
для стыковки элементов трубопроводов и агрегатов и исполнительных устройств. Уплотнения неподвижных соединений подразделяют на следующие типы:
• контактные уплотнения;
• диафрагменные уплотнения;
• уплотнения с герметиками;
• уплотнения притертыми поверхностями.
Чаще всего герметизацию неподвижных соединений осуществляют контактными уплотнениями, которые, в свою очередь, делятся на активные и пассивные. К активным контактным уплотнениям относятся эластомерные, пластмассовые и газонаполненные
кольца и комбинированные уплотнения, которые устанавливают в
замкнутые канавки, что позволяет реализовать эффект самоуплотнения при повышении давления в герметизируемой полости [8]. К
пассивным контактным уплотнениям относятся все виды прокладок, которые не позволяют реализовать эффект самоуплотнения.
24
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В пневматических агрегатах для герметизации неподвижных
соединений в основном применяют плоские медные, алюминиевые, резиновые и фторопластовые прокладки. В бортовых системах герметизацию неподвижных разъемов часто обеспечивают
сваркой, что позволяет значительно повысить надежность соединения и снизить массу системы. Необходимо учитывать, что сварные соединения усложняют техническое обслуживание системы,
делая ее неремонтопригодной.
Применение плоских прокладок позволяет обеспечить герметичность соединения за счет их деформации. В процессе деформации материал прокладок заполняет микронеровности поверхностей стыкуемых узлов. Для обеспечения герметичности
необходимо создать определенную силу прижатия прокладки к
уплотняемым поверхностям. Максимальное удельное давление
для плоских прокладок толщиной 0,8…3,0 мм зависит от материала прокладок (табл. 5) [8].
Таблица 5
Максимальное удельное давление для плоских прокладок
Материал
Алюминий
Медь
Асбест
Фторопласт-4
Резина
Максимальное удельное давление, кг/см2
1020 – 1400
2520 – 3150
112 – 455
112 – 434
28
Необходимо учитывать, что для обеспечения герметичности
удельное давление предварительного сжатия прокладки должно
быть выше давления уплотняемой среды в 1,5–3,0 раза. Прокладки
рекомендуется помещать в канавки. В этом случае прокладки находятся в замкнутом объеме, что исключает возможность их «вытекания» с течением времени.
Для контактных уплотнений узлов агрегатов ПиПГС широко
применяются резиновые прокладки. Резиновые прокладки используются при давлении рабочей среды до 35…50 МПа, а в некоторых
системах — и до 100 МПа. Резиновые прокладки применяют при
25
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
температуре эксплуатации 223…323 К. Для изготовления уплотнительных прокладок используют резину, обладающую высокой
морозостойкостью и упругостью.
Для уплотнения магистралей сжатого воздуха наиболее широкое
распространение получили резины на основе метилстирольного каучука СКМС-10. Резины обеспечивают герметичность и при работе с
такими газами, как гелий и азот. Для прокладок, работающих в такими средах, как спирт, перекись водорода и их пары, а иногда и
жидкий кислород, используют резину на основе бутадионнитрильного каучука СКС-30. Свойства резины не меняются до
12 сут. ее нахождения под воздействием указанных сред. Для прокладок, работающих в средах с примесью керосина или смазочных
материалов, рекомендуется применять резину на основе бутадионнитрильных каучуков типа СКН-26 или смеси СКН-26 и СКН-18.
Особенности уплотнений с установкой резиновых прокладок в
замкнутых канавках определяются специфическими свойствами
резины. Вследствие малости модуля эластичности Eσ и практически неизменного объема при деформациях резины подобны вязкой
жидкости, способной передавать давление среды на контактирующие поверхности.
Широкое применение пластмассовых прокладок обусловлено
следующими характеристиками:
• возможностью создания легких конструкций благодаря малой
плотности (ρ = 0,9…2,4 г/см3) и твердости ( H = 1…400 МПа) материала при относительно низких значениях давления герметизации pк и модуля упругости (Е = 400…9000 МПа);
• работоспособностью во многих агрессивных средах;
• низкой стоимостью и высокой технологичностью изготовления
уплотнений;
• малым коэффициентом сухого трения f = 0,05…0,2;
• низкой газо- и водопроницаемостью;
• высокими допустимыми деформациями.
К пластмассам, используемым в уплотнительной технике, относятся винипласт, полиэтилен, пластикаты листовые полихлорвиниловые, фаолиты, капрон (капролактам). Чаще других пластмасс в уплотнительной технике используются фторопласты и
композиции на их основе, а также капроны. Физико-механические
характеристики пластмассовых уплотнительных материалов при26
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ведены в табл. 6. Фторопласт-4 — российская торговая марка пластмассы на основе политетрафторэтилена (ПТФЭ). Фторопласт-4
обладает исключительной химической стойкостью, широким температурным диапазоном применения (10…533 К).
Таблица 6
Физико-механические характеристики пластмассовых
уплотнительных материалов
Характеристика
Температура
плавления, К
Плотность, кг/м3
Предел прочности, Н/м2
при растяжении
при статическом
изгибе
при сжатии
Материал
Фторопласт-4
Фторопласт-3
Капролактам
600
483
451
2,35·103
2,16·103
1,13·103
(140 – 250)⋅105
(350 – 400)⋅105
(550 – 700)⋅105
(110 – 140) 105
—
(600 – 800)⋅105
(200 – 570)⋅105
(900 – 1000)⋅105
(850 – 1000)⋅105
(3 – 4)⋅107
(10 – 13)⋅107
(10 – 12)⋅107
250 – 500
20 – 40
100 – 150
(8 – 21)⋅10–5
(6 – 12)⋅10–5
(8 – 10)⋅10–5
10 – 533
78 – 398
223 – 323
Твердость
по Бринеллю,
Н/м2
Относительное
удлинение
при разрыве, %
Коэффициент
линейного
расширения
Диапазон
температур
эксплуатации, К
Текучесть фторопластов требует установки изготовленных из них
прокладок в замкнутых объемах. Допустимые контактные давления
рк для фторопластовых прокладок зависят от их температуры:
Т, К
293
373
473
523
рк, МПа, не более
7,0
3,5
1,8
1,4
27
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для изготовления уплотнительных устройств широко применяются материалы на основе асбеста. Асбест — минерал волокнистого строения. По химическому строению минералы, называемые асбестами, являются водными силикатами магния (хризотиласбест), железа, кальция и натрия. Хризотил-асбест служит для
изготовления прокладочных материалов: паронита, армированного
полотна, асбестового картона, феронита. Паронит изготовляется
преимущественно вулканизацией смеси асбеста, каучука и наполнителей. Паронитовые прокладки в ПиПГС применяют в основном
для герметизации (табл. 7).
Таблица 7
Параметры паронитовых прокладок
Марка паронита
Давление среды р, МПа
ПОН
ПМБ
ПА
1,0
1,6
7,5
Tmi n − Tmax
,К
223 – 373
223 – 473
+523
3.2. Уплотнения подвижных соединений
Для герметизации соединений пар возвратно-поступательного
движения, применяют следующие уплотнения:
• щелевые и лабиринтные — при пониженных требованиях
герметичности или в качестве одной из ступеней;
• поршневые кольца — в соединениях, допускающих перетечки;
• набивочные — для специальных сред;
• эластомерные и комбинированные — в соединениях с высокой герметичностью;
• диафрагмовые (сильфонные) разделители — для обеспечения
практически полной герметичности.
Наибольшее распространение в агрегатов ПиПГС получили
эластомерные и комбинированные уплотнения.
Резиновые манжеты. В агрегатах ПиПГС уплотнение цилиндрических поверхностей поступательно движущихся деталей во
многих случаях обеспечивается резиновыми манжетами Vобразного профиля. Резиновые манжеты применяются при более
28
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
низких давлениях (до 20 МПа), чем круглые
резиновые кольца. При этом они обеспечивают
лучшую герметичность и больший ресурс работы. К недостаткам резиновых манжет относится
то, что они создают значительные силы трения
и имеют большие габариты. На рис. 11 показаны основные размеры манжеты в свободном
состоянии (D2 и d2) в сопоставлении с размерами конструкции уплотняемого узла (D и d).
В некоторых случаях контактное давление р2
между уплотняющими элементами манжеты и
Рис. 11. Освалом или корпусом агрегата превышает рабоновные разчее давление среды р, т. е. р2/р ≥ 1.
меры манЕсли последнее условие не выполняется, то
жетного узла
для обеспечения герметичности необходимо
обеспечивать предварительный натяг (прижим) до подачи давления в манжетный узел. Предварительный натяг манжеты обеспечивается внутренними напряжениями, возникающими в манжете
при ее монтаже. В свободном положении внутренний диаметр
манжеты d2 меньше наружного диаметра вала d, а наружный диаметр манжеты D2 больше внутреннего диаметра корпуса D. Упругость резины манжеты компенсирует допустимые отклонения геометрической формы внутренней поверхности корпуса и вала,
которые возникают при производстве. Расположение манжеты относительно направления подачи давления p должно соответствовать направлению, показанному на рис. 11. В этом случае перепад
давления, действующий на манжету, увеличивает ее прижатие к
валу и корпусу манжетного узла.
Манжеты выпускаются в двух исполнениях [9]. Манжета может быть подвижной, в этом случае она монтируется на подвижном штоке (рис. 12, а) или неподвижной, монтируемой в неподвижном корпусе манжетного узла (рис. 12, б).
При неподвижной установке манжеты в корпусе узла отношение давлений р2/р составляет 1,0026…1,01, т. е. контактное давление, обеспечивающее герметичность стыка превышает рабочее
давление и без предварительного натяга. При подвижной установке манжеты на штоке (см. рис. 12, а) отношение давлений р2/р составляет 0,9851…0,9975 и для обеспечения герметичности узла
29
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
необходим предварительный натяг [8]. Исходя из этого целесообразно размещать неподвижную манжету в корпусе узла.
На работоспособность манжет влияет также размер зазора δ
(см. рис. 12). Под действием давления опорная часть манжеты может выдавливаться в зазор δ. При сбросе давления материал обычно возвращается в исходное положение, но в циклическом режиме
работы происходит постепенное разрушение манжеты. Интенсивность разрушения напрямую зависит от размера зазора, поэтому
необходимо, чтобы зазор δ определялся следующими предельными отклонениями (см. рис. 11):
• для подвижной манжеты: d по h11, D по H11;
• для неподвижной манжеты: d по d11, D по H11.
а
б
Рис. 12. Схема установки манжет:
а — подвижная; б — неподвижная
Осевой люфт манжеты Δ (см. рис. 12) должен находится в пределах 0,5…1,3 мм, а при высоте манжеты Н более 6 мм — в пределах 0,5…2,0 мм. Не допускается полное отсутствие люфта Δ или
существенное превышение указанного значения [8].
Для увеличения ресурса работы манжет, работающих при давлениях более 15 МПа, рекомендуется под опорную часть манжеты
устанавливать опорные шайбы (кольца) из фторопласта-4 с натягом до 0,095 мм при диаметре до 30 мм и с натягом 0,135 при диаметре более 50 мм (рис. 13). Толщина колец должна быть не менее
30
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2,5 мм. Установка опорных фторопластовых шайб снижает силу
трения за счет предотвращения выдавливания резины опорной поверхности манжеты в зазор.
а
б
Рис. 13. Схема установки опорных шайб:
а — подвижная; б — неподвижная
Резиновые кольца. В настоящее время подавляющее большинство уплотнений в агрегатах ПиПГС выполняют с помощью
резиновых колец круглого сечения. Резиновые кольца применяют
практически во всех освоенных средах пневмогидросистем для
любых материалов и смазок. Кольца сохраняют работоспособность в условиях длительного воздействия вакуума. Резиновые
кольца применяют в подвижных соединениях, работающих при
давлении 35…50 МПа, а в некоторых случаях — и при давлении
до 100 МПа, при скорости поступательного движения до 6 м/с.
Уплотнения с использованием резиновых колец имеют малые
габариты, создают относительно малые силы трения и просты в изготовлении. Их применяют в диапазоне температуры 223…323 К.
Для изготовления уплотнительных колец используют резину, обладающую высокой морозостойкостью и хорошими упругими
свойствами. Для уплотнения сжатого воздуха чаще всего используют резины на основе каучука СКМС-10.
Резиновые кольца монтируют на подвижных (штоки и поршни)
и неподвижных деталях (цилиндры). В первом случае уплотнение
осуществляется по наружному, а во втором — по внутреннему
31
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
диаметру кольца (рис. 14). Более высокие контактные давления
(при соотношениях р2/р = 1,0…1,07) и, следовательно, лучшая
герметизация достигаются при уплотнении неподвижными кольцами движущегося штока. При установке резиновых колец на подвижном штоке р2/р = 0,82…1,0.
а
б
Рис. 14. Уплотнение поступательно движущихся деталей круглыми кольцами:
а — с подвижным кольцом; б — с неподвижным кольцом
Кольца монтируют с натягом, обеспечивающим предварительное контактное давление на уплотнительных поверхностях. Значение предварительного натяга определяется обжатием кольца.
Под обжатием кольца ε понимают отношение разности диаметра сечения кольца в свободном состоянии и высоты сечения
после монтажа к диаметру сечения кольца до обжатия (рис. 15, а):
ε=
d −h
⋅100%.
d
При монтаже на вал сечение кольца деформируется, так как
кольцо устанавливается с натягом (dв – Dк), значение которого рекомендуется задавать в пределах 1…5 %.
Высота сечения деформированного кольца b меньше диаметра
сечения кольца в свободном состоянии (рис. 15, б). Поэтому более
точное выражение для расчета обжатия имеет вид
εд =
32
b−h
⋅100 %.
b
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для подвижных соединений обжатие колец рекомендуется задавать в диапазоне 15…18 %. В отдельных случаях для снижения силы трения допускается снижать обжатие до 10 %. Превышение рекомендуемого диапазона обжатия ε способствует увеличению силы
трения при малых давлениях и вызывает ускоренное старение резины и разрушение кольца. Меньшее обжатие приводит к потере герметичности. Рекомендуемое обжатие для неподвижных соединений
составляет 18…25 %. Для вакуумных соединений обжатие кольца
должно быть в диапазоне 22…30 % для подвижных и 25…50 % для
неподвижных соединений. Поскольку кольца изготовляются с допуском на диаметр сечения с точностью ±0,15 мм, то это оказывает
существенное влияние на значение фактического обжатия. Например, при диаметре сечения кольца 3 мм за счет допуска, равного
±0,15 мм, обжатие кольца, при номинальном размере составляющее
15 %, фактически может меняться от 10,5 до 19 %.
а
б
Рис. 15. Деформация сечения уплотнительного кольца:
а — схема обжатия кольца в узле; б — сплющивание кольца при монтаже на шток
33
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рекомендуемые диаметры сечения кольца d в зависимости от
его внутреннего диаметра Dк приведены ниже:
d, мм
2,5
3,0
3,5
Dк, мм
До 18
18 – 34
36 – 48
4,0
4,5
5,0
50 – 120 125 – 190 Более 190
Диаметры посадочных мест под кольца обычно выполняются с
допусками по девятому квалитету.
Для обеспечения герметичности соединения, минимальной силы трения и долговечности резинового кольца необходимо правильно выбрать тип и размер канавки. Существует несколько типов канавок для размещения уплотнительных колец (рис. 16).
а
б
Рис. 16. Типы канавок для уплотнительных
колец:
а — кольцо до подвода давления; б — кольцо
после подвода давления
Во всех случаях объем канавки под резиновое кольцо должен
быть примерно в 1,3 раза больше объема самого кольца. В соединительном устройстве, в котором направление газовой силы (перепада давления), действующей на кольцо, может меняться, рекомендуется выбирать канавку типа I (см. рис. 16). Осевой люфт
кольца при таком типе канавки должен быть в диапазоне от 0,5 до
1,5 мм (для колец с диаметром сечения от 2,5 до 5 мм). Если газо34
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вая сила, действующая на кольцо, направлена в одну сторону, то
рекомендуется канавки типа II. В этом случае резина под действием давления вдавливается в коническую щель и обеспечивает надежное уплотнение. Герметичность такого соединения пропорциональна действующему давлению. Канавки данного типа чаще
всего применяют в неподвижных соединениях. В подвижных соединениях с постоянным направлением действия газовой силы
применяют канавки типа III, форма которых обеспечивает минимальную силу трения вследствие того, что при увеличении давления выше заданного резиновое кольцо частично вдавливается во
внутреннюю полость и при этом снижается площадь сопряжения
кольца с поверхностью.
Большое значение для работоспособности колец, установленных в канавки типа I, имеет диаметральный зазор Δ между подвижной и неподвижной деталями соединения (рис. 16, а), так как в
него может вытесняться материал кольца. Выдавливание кольца в
зазор (рис. 16, б) служит основной причиной износа резины и определяет ресурс работы кольца. Выдавливание кольца в зазор происходит тем интенсивнее, чем выше давление, больше зазор и ниже твердость резины. Рекомендуемые диаметральные зазоры в
зависимости от давления, действующего в уплотнительном устройстве, приведены ниже:
Давление, МПа
Зазор на сторону, мм
0–4
4 – 10
10 – 20
0,2 – 0,1
0,1 – 0,06
0,06 – 0,02
Для герметизации среды при давлении более 5 МПа под резиновое кольца 3 устанавливают защитную шайбу 4 (рис. 17), выполненную, как правило, из полимерного материала и препятствующую выдавливанию кольца в щелевой зазор. Если давление
среды действует на кольцо справа, то защитную шайбу ставят слева от кольца, и наоборот. Если давление действует с обеих сторон,
то кольцо защищают шайбами также с обеих сторон. Защитные
шайбы, повышающие ресурс резиновых колец, чаще всего изготовляют из фторопласта-4 толщиной 1,0…3,0 мм. Защитные шайбы
устанавливают с малым зазором или с небольшим натягом. За счет
предотвращения выдавливания резины в зазор снижается сила
трения. В большинстве случаев для установки защитных шайб в
канавки их делают разрезными, с косым срезом. Можно изгото35
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вить деталь штока или цилиндра разборной по канавке для резинового кольца. В тех случаях, когда разность наружного и внутреннего диаметров защитной шайбы невелика, при небольшой толщине шайбы ее монтируют в канавку с предварительным
растяжением с помощью монтажной втулки.
При проектировании подвижных уплотнительных устройств
необходимо учитывать, что резиновые кольца, так же, как и резиновые манжеты, создают значительные силы трения. Зависимость
силы трения от давления, создаваемой резиновыми кольцами и
манжетами, показана на рис. 18. Сила трения, создаваемая уплотнительным резиновым кольцом, значительно меньше силы трения,
создаваемой манжетой при аналогичных условиях применения.
Рис. 17. Схема установки защитных шайб:
1 — вал; 2 — корпус; 3 —
кольцо; 4 — защитные
шайбы
Рис. 18. Зависимость силы трения,
создаваемой уплотнительным устройством, от давления среды:
1 — сила трения резиновой манжеты;
2 — сила трения резинового кольца
Сила трения колец определяется двумя факторами: обжатием
кольца и действующим перепадом давления уплотняемой среды.
При низких давлениях основной причиной действия силы трения
является обжатие кольца. Сила трения увеличивается пропорционально увеличению давления среды. При высоких давлениях
среды предварительное обжатие кольца практически не влияет на
силу трения.
Для расчета силы трения, создаваемой уплотнением с резиновым кольцом, рекомендуется использовать следующую зависимость [7]:
T = μ(2d πDк ε 2 E + d πDк p) ,
36
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
d −h
;E—
d
модуль упругости материала при растяжении; p — давление среды; Dк — внутренний диаметр кольца (см. рис. 15).
где µ — коэффициент трения резины по металлу; ε =
Рис. 19. Зависимость коэффициента
трения резины по металлу от давления
среды
Ориентировочный вид зависимости коэффициента трения резины по металлу от давления среды приведен на рис. 19. При нахождении кольца под давлением более 5 ч коэффициент трения
при страгивании должен быть увеличен в 3 раза. Сила трения колец возрастает по мере снижения температуры. Трение кольца и
его износ уменьшается с увеличением чистоты обработки сопрягаемой детали. Рекомендуемая чистота обработки поверхности
скольжения — 7-й класс (Ra 2,5…1,25), а поверхностей канавки —
6-й класс (Ra 1,25…0,63).
37
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. ТРУБОПРОВОДЫ
Согласно ГОСТ 17752–81 гидролиния (пневмолиния) — гидроустройство (пневмоустройство), предназначенное для движения
рабочей среды или передачи давления от одного гидроустройства
(пневмоустройства) к другому. В качестве собирательного названия для гидролиний (пневмолиний) допускается применять термин
«гидросеть» («пневмосеть»). Конструктивно гидролинии (пневмолинии) представляют собой трубы, рукава, каналы и соединения.
Современная промышленность выпускает различные виды
труб и рукавов различных диаметров, рассчитанные на различные
рабочие давления: стальные, медные, латунные, бронзовые, титановые, из алюминиевых сплавов (в том числе катанные, тянутые и
прессованные), трубы из полиэтилена, резинотехнические трубки,
резиновые напорные рукава с текстильным каркасом, гибкие герметичные рукава с подвижным швом, рукава резиновые высокого
давления с металлическими оплетками неармированные и др. Технические характеристики трубопроводов и рукавов, широко выпускаемых промышленностью, представлены в технической литературе, например [10, 11].
Согласно ГОСТ 2.102–68 схемой называют конструкторскую
документацию, на которой показаны в виде условных изображений или обозначений составные части изделия и связи между
ними. Классификацию схем по видам устанавливает ГОСТ 2.701–
84 в зависимости от элементов, составляющих изделие, и связей
между ними. Гидравлическая и пневматические схемы (ГОСТ
2.704–76) имеют буквенные коды Г и П соответственно. В зависимости от назначения схемы подразделяются на типы. Каждому
типу присваивается свой цифровой код. Гидравлические и пневматические схемы в зависимости от их основного назначения от38
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
носятся к одному из трех типов [12]: структурные, принципиальные, соединений.
Структурная схема определяет основные функциональные
части изделия, их назначение и функциональную взаимосвязь.
Принципиальная схема определяет полный состав элементов
и связей между ними и дает детальное представление о принципе
работы изделия.
Схема соединений показывает соединения составных частей
изделия и определяет соединяющие провода, кабели, трубопроводы, а также места их присоединения и ввода.
Для представления на схемах различных элементов и устройств применяют условные графические изображения, установленные стандартами. Все размеры условных изображений, указанные в стандартах, допускается пропорционально изменять. Можно
применять другие, нестандартные, графические изображения.
Графические изображения выполняются линиями той же толщины, что и линии связи. Нестандартные графические изображения
на схемах должны быть пояснены.
Общие правила выполнения схем установлены ГОСТ 2.701–84.
Схемы выполняют без соблюдения масштаба, действительное пространственное положение составных частей не учитывают. Для
пояснения особенностей схемы допускается вводить дополнительные к установленным стандартам сведения и поясняющие надписи, не шифруя их.
Условные графические изображения элементов трубопроводов
определяет ГОСТ 2.784–90.
Требования к чертежам труб (деталей и сборочных единиц)
трубопроводов и трубопроводных систем для всех отраслей промышленности определены ГОСТ 2.411–72.
4.1. Расчет гидравлического сопротивления сетей
Часть полного давления, идущая на преодоление сил гидравлического сопротивления, которые возникают при движении реального рабочего тела по каналам и трубам, теряется безвозвратно.
Это обусловлено необратимым переходом механической энергии
(работа сил сопротивления) в теплоту.
39
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Под гидравлическим сопротивлением понимается величина,
равная безвозвратной потере полного давления на данном участке.
Отношение потерянного полного давления к скоростному напору в
условном сечении называют коэффициентом гидравлического сопротивления ξтр.
Основными справочными данными для определения потерь
являются коэффициенты сопротивления трения ξтр и линейный
коэффициент сопротивления трению
λ=
ξ тр
l Dг
,
где l — длина участка трубопровода; Dг = 4F/S — гидравлический
диаметр (F — площадь сечения канала; S — периметр канала).
Различают два вида потерь полного давления в сети трубопровода: потери на трение (сопротивление трения) ΔРтр и местные потери (местное сопротивление) ΔРм.
Гидравлическое трение вызывается вязкостью (молекулярной и
турбулентной) реальных газов и жидкостей при их движении и
является результатом обмена количеством движения между молекулами (при ламинарном движении), а также между отдельными
частицами (при турбулентном течении) соседних слоев жидкости
(или газа), движущихся с различными скоростями.
Местные потери полного давления возникают при местном нарушении нормального течения, вихреобразовании и интенсивном
турбулентном перемешивании потока или отрыве потока от стенок
в местах изменения конфигурации трубопровода (в том числе при
наличии препятствий потоку).
Потери полного давления в любом сложном элементе трубопровода с физической точки зрения неразделимы. Однако, для
удобства расчетов и анализа их условно разделяют на «местные»
ΔРм и потери «трения» ΔРтр. При этом считают, что «местные» потери сосредоточены в одном сечении трубопровода. Оба вида потерь суммируют по правилу наложения потерь: ΔР∑ = ΔРм + ΔРтр.
При гидравлических расчетах оперируют безразмерным коэффициентом гидравлического сопротивления, так как в динамически подобных системах (при этом соблюдается геометрическое
подобие участков, числа Рейнольдса (Re) равны, равны и другие
40
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
критерии подобия, если они существенны) они имеют одно и то же
значение независимо от рода жидкости или газа, скорости потока и
размеров рассчитываемых участков.
Коэффициент гидравлического сопротивления представляет
собой отношение потерянной полной энергии (мощности) ΔNобщ к
кинетической энергии (в единицу времени) в принятом сечении F:
ξ = 2 ΔN общ (ρFw 3 ) = 2 ΔN общ (Gw 2 ) или, при неизменной плотности, отношение потерянного давления ΔPобщ к скоростному напору
в принятом сечении F: ξ = 2 ΔPобщ (ρw 2 ) , где ρ, F, w, G — плотность, площадь сечения трубопровода, скорость и массовый расход соответственно.
Коэффициент сопротивления трению рассчитывается через линейный коэффициент сопротивления трению λ по зависимости
ξ тр = λ
l
.
Dг
(4.1)
Коэффициент местного сопротивления ξм определяется геометрическими параметрами элемента канала и следующих общих
факторов движения потока:
• характера распределения скоростей при входе потока в рассматриваемый элемент трубопровода (который зависит от режима
течения, формы входа канала, формы и удаленности препятствий
выше по потоку);
• чисел Рейнольдса (Re) и Маха (M).
Принцип наложения потерь применяют не только при расчете
отдельного элемента канала, но и при расчете сети в целом. Это
значит, что арифметическая сумма потерь отдельных элементов
канала дает общее сопротивление сети ΔPобщ. Принцип наложения
потерь можно использовать двумя способами.
Первый способ — сложение абсолютных значений гидравлического сопротивления отдельных элементов сети:
n
ΔPобщ = ∑ ΔPi .
(4.2)
i =1
Здесь i — номер элемента сети; n — общее число элементов сети;
ΔPi — суммарное сопротивление участка сети:
41
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ΔPi = ξi
ρwi2
.
2
(4.3)
Этот способ удобно применять, когда в каналах существенно
изменяются температуры и давления рабочего тела, что характерно для газовых потоков.
Второй способ — использование приведенных к известной скорости w0 в условиях сечения F0 коэффициентов сопротивления i-го
элемента:
2
2
⎛ρ ⎞ ⎛ F ⎞
ξ0i = ξi ⎜ 0 ⎟ ⎜ 0 ⎟ ,
⎝ ρi ⎠ ⎝ Fi ⎠
(4.4)
где ρ, F — соответственно плотность и площадь сечения, индекс 0
относится к сечению приведения. Таким образом, общее сопротивление сети определяется как
ξ0общ
2
2
⎛ρ ⎞ ⎛ F ⎞
= ∑ ξ0i = ∑ ξi ⎜ 0 ⎟ ⎜ 0 ⎟ .
i =1
i =1
⎝ ρi ⎠ ⎝ Fi ⎠
n
n
(4.5)
Отсюда гидравлическое сопротивление сети
2
ΔРобщ = ξ0общ
2
ρ0 w02 ρ0 w02 n
ρ0 w02 n ⎛ ρ0 ⎞ ⎛ F0 ⎞
=
ξ
=
∑ 0 i 2 ∑ ξi ⎜ ρ ⎟ ⎜ F ⎟ .
2
2 i =1
i =1
⎝ i⎠ ⎝ i⎠
(4.6)
Если рабочее тело — несжимаемая жидкость, то расчет по зависимости (4.6) упрощается:
ΔРобщ = ξ 0общ
ρ0 w02 ρ0 w02
=
2
2
ρ0 w02
ξ
=
∑ 0i 2
i =1
n
n
2
⎛F ⎞
∑ ξi ⎜ F0 ⎟ .
i =1
⎝ i⎠
(4.7)
Второй способ более удобен для расчета сопротивлений сети с
несжимаемым рабочим телом.
Значения местных гидравлических коэффициентов сопротивления для каждого отдельного вида сопротивления (таких как клапаны, сопротивления входа в канал, разветвления трубопроводов),
как правило, определены экспериментально и широко представлены в справочной литературе [10].
42
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Расчет гидравлических сопротивлений
прямых участков каналов
Существуют два принципиально различных режима движения
рабочего тела: ламинарный и турбулентный.
При ламинарном режиме течение устойчиво, струйки потока
не смешиваются, а плавно обтекают препятствия.
Турбулентный режим характеризуется беспорядочным перемещением (и перемешиванием) конечных масс рабочего тела
пневматической системы.
Режим течения рабочего тела зависит от соотношения сил
инерции и сил вязкости (внутреннего трения) и определяется критерием Рейнольдса:
Re =
ρwDг wDг
=
,
η
ν
(4.8)
где η и ν — динамическая и кинематическая вязкости соответственно. На практике часто используют кратные единицы измерения
η и ν — 1 пуаз (П) = 0,1 Па⋅с; 1 стокс (Ст) = 10–4 м2/с.
Вязкость газов может быть приближенно определена по зависимости Сутерленда [11]:
3/ 2
273 + C ⎛ T ⎞
η = η0
⎜
⎟
T + C ⎝ 273 ⎠
,
(4.9)
где η0 — динамическая вязкость газа при температуре 0 °С;
С — постоянная, зависящая от рода газа. Например, для воздуха
при давлении 101 325 Па η0 = 17,12 ⋅10−6 Па ⋅ с , С = 111 К.
Вязкость жидкостей или газов при различных условиях может
быть определена по справочной литературе, например [10].
Для каждого конкретного участка пневматической системы
существует диапазон критических значений числа Re, при которых
происходит переход от одного режима к другому. Например, для
труб круглого сечения нижний предел значений числа Re составляет 2300, верхний предел зависит от условия входа рабочего тела
в трубу, состояния поверхности стенок и других причин.
43
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При определении линейного коэффициента сопротивления
трению λ выделяют области канала с различными характеристиками потоков.
При движении потока в каналах различают начальный участок
и участок стабилизированного течения.
При ламинарном режиме длина начального участка (различие
скорости на оси канала отличается от скорости полностью стабилизированного потока не более 1%) трубы круглого сечения и
прямоугольного сечения с отношением сторон 0,7…1,5 составляет
Lнач = B Re Dг ,
(4.10)
где B = Lнач (Re Dг ) — приведенная длина начального участка. По
различным вычислениям В лежит в интервале значений от 0,029 до
0,065 [10].
При турбулентном режиме длина начального участка трубы
кольцевого сечения может быть определена по зависимости Солодкина и Гиневского:
Lнач
= b′ lg Re + ( a′ − 4,3b′ ) ,
Dг
(4.11)
где а′ и b′ определяются по кривым, показанным на рис. 20 (здесь Dв
и Dн — диаметры внутренней и наружной труб соответственно).
Если Dв = 0, то кольцевая труба переходит в трубу круглого сечения и зависимость (4.11) принимает вид
Lнач
= 7,88lg Re − 4,35.
Dг
Если Dв = Dн, то кольцевая труба переходит в плоскую щель и
зависимость (4.11) преобразуется к виду
Lнач
= 3, 28lg Re − 4,95.
Dг
При невозмущенной среде до входа и плавном входе в канал через коллектор с гладкими стенками режим течения во входной
части начального участка смешанный («смешанный входной участок»); он характеризуется тем, что у стенок трубы образуется ла44
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
минарный пограничный слой даже при больших значениях числа
Рейнольдса, существенно превосходящих критические значения.
Этот слой по мере удаления от входа утолщается и на некотором
расстоянии от входа (в точке «перехода») турбулизируется. Развиваясь, турбулентный слой заполняет все сечение трубы, а распределение скоростей по сечению асимптотически приближается к
распределению при стабилизированном турбулентном течении.
Расстояние xt от точки перехода до входа в канал (начальный участок канала) определяется по графику, изображенному на рис. 21.
При больших значениях Re
xt =
3,04 ⋅105
.
Re
(4.12)
Линейный коэффициент сопротивления трению λ при постоянном значении l Dг и несжимаемом потоке зависит от числа Re
и относительной шероховатости стенок канала Δ 0 = Δ0 / Dг или
Δ = Δ / Dг , где Δ0 — средняя высота выступов шероховатости стенок; Δ — эквивалентная равномерно-зернистая шероховатость
стенок.
Рис. 20. Зависимость коэффициентов а′ и b′ от отношения
диаметров кольцевой трубы Dв/Dн
45
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 21. Зависимость расстояния xt от числа Re
Определим зависимости, позволяющие рассчитывать λ для каждого выделенного участка канала.
Для стабилизированного течения зависимость коэффициента
сопротивления трению λ от Re и Δ 0 в трубах с равномернозернистой шероховатостью установлена опытами Никурадзе и определяет три основных режима течения рабочего тела [10].
1. Ламинарный режим соответствует малым значениям числа
Re (не более 2000) и характеризуется тем, что шероховатость не
оказывает заметного влияния на λ. Согласно закону Гагена — Пуазейля [13]
λ=
64
.
Re
(4.13)
2. Переходный режим содержит три участка кривых сопротивления для равномерно-зернистой шероховатости:
а) участок, относящийся к переходной (критической) области
между ламинарным и турбулентным течениями (Re ≈ 2000…4000).
В этой области коэффициент сопротивления трению λ быстро растет с увеличением числа Re; вместе с тем коэффициент λ продолжает оставаться одинаковым для различных значений относительной шероховатости (все точки лежат на одной кривой);
46
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
б) участок, для которого кривые сопротивления труб с различной
шероховатостью совпадают с кривой Блазиуса для гладких труб:
λ=
0,3164
.
Re 0,25
(4.14)
Чем меньше относительная шероховатость, тем в большем интервале значений Re справедлив закон сопротивления (4.14);
в) участок, для которого кривые сопротивления труб с различной шероховатостью расходятся, отходя от прямой, описываемой
уравнением (4.14). При этом коэффициенты сопротивления в интервалах значений Re, где рост λ прекращается, тем больше, чем
больше относительная шероховатость Δ 0 .
3. Квадратичный режим (режим вполне шероховатых стенок,
режим турбулентной автомодельности) характеризуется тем, что
коэффициенты сопротивления для каждого значения относительной шероховатости становятся постоянными и не зависящими от
числа Re.
Коэффициент сопротивления трению λ для труб круглого сечения с равномерной зернистой шероховатостью при стабилизи26,9
рованном течении в переходной области, т. е. в пределах 1,143 ≤
Δ
217 − 382lg Δ
≤ Re ≤
, определяют по формулам Никурадзе:
Δ
1
,
λ=
2
⎡a1 + b1 lg Re λ + c1 lg Δ ⎤
⎣
⎦
(
)
где при 3,6 ≤ Δ Re λ ≤ 10 a1 = −0,8, b1 = 2, c1 = 0 (гладкая стенка);
при 10 ≤ Δ Re λ ≤ 20 a1 = 0,068, b1 = 1,13, c1 = −0,87;
при 20 ≤ Δ Re λ ≤ 40 a1 = 1,538, b1 = 0, c1 = −2,0;
при 40 ≤ Δ Re λ ≤ 191, 2 a1 = 2, 471, b1 = −0,588, c1 = −2,558;
при Δ Re λ ≥ 191,2 a1 = 1,138, b1 = 0, c1 = −2,0 (квадратичный закон).
Кривые сопротивления λ = f (Re, Δ ) для стабилизированного
течения в трубах с неравномерной шероховатостью (технические
47
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
трубы) показывают, что в этом случае также существует три основных режима течения: ламинарный, переходный и квадратичный. Коэффициент сопротивления трению λ технических труб при
стабилизированном течении в зоне смены режимов находят по
формулам Самойленко:
при Re0 < Re < Re1 и Δ ≥ 0,007
⎛ 0,00275 ⎞
λ = 4, 4 Re −0,595 exp ⎜ −
⎟;
Δ
⎝
⎠
при Re1 < Re < Re2
{
λ = (λ 2 − λ* ) exp − [ 0,0017(Re 2 − Re)]
где при Δ ≤ 0,007
2
}+λ ,
*
λ* = λ1;
при Δ > 0,007
λ* = λ1 − 0, 0017.
Коэффициенты при λ1 и λ2 соответствуют границам Re1 и Re2:
при Δ ≤ 0,007 λ1 ≈ 0,032, λ 2 = 7, 244(Re 2 )−0,643 ;
0,109
0,145
при Δ > 0,007 λ1 = 0,0775 − 0,286 , λ 2 = −0,244 ;
Δ
Δ
0,11
⎛1⎞
⎛ 0,0065 ⎞
Re0 = 754exp ⎜
⎟; Re1 = 1160exp ⎜ ⎟
⎝ Δ ⎠
⎝Δ⎠
0,0635
⎛1⎞
; Re2 = 1160exp ⎜ ⎟
⎝ Δ⎠
.
Коэффициент сопротивления трению λ технических труб круглого сечения при стабилизированном течении в зоне чистого турбулентного режима можно определить по зависимости Кольбрука —
Уайта (значение λ при этом на 2…4 % больше реального):
λ=
1
⎡
⎛ 2,51
Δ ⎞⎤
+
⎢ 2lg ⎜
⎟⎥
⎝ Re λ 3,7 ⎠ ⎦
⎣
или по приближенной формуле Альтшуля:
2
68 ⎞
⎛
λ = 0,11⎜ Δ +
⎟ .
Re ⎠
⎝
48
2
,
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Коэффициент сопротивления трению λ технических труб и
труб с равномерной шероховатостью круглого сечения при стабилизированном течении в квадратичной области (т. е. при Re >
> 560/ Δ ) можно найти по зависимости Теплова:
λ=
1
8,3 ⎞
⎛
⎜1,8lg
⎟
Δ ⎠
⎝
2
.
Значение эквивалентной шероховатости Δ труб и каналов широко представлены в справочной литературе, например [10].
Сопротивление начальных участков
При нестабилизированном ламинарном течении коэффициент сопротивления трению на начальном участке вычисляют по формуле
λнест =
ΔР
= kнест λ,
ρw02 x
2 Dг
(4.15)
в которой коэффициент kнест является функцией параметра Re x/Dг
и определяется из следующего ряда:
Re x/Dг
kнест
2
5
10
15
20
25
30
≥ 40
1,95
1,64
1,37
1,25
1,17
1,12
1,08
1,0
В зависимости (4.15) коэффициент λ определяется как коэффициент сопротивления трению стабилизированного течения соответственного участка.
При нестабилизированном турбулентном течении коэффициент сопротивления трению λ начального участка вычисляют согласно зависимости (4.15), в которой коэффициент kнест является
функцией параметра x/Dг и определяется из ряда
Re x/Dг
kнест
1
2
4
6
8
10
15
20
≥ 25
1,40
1,30
1,18
1,12
1,08
1,06
1,03
1,01
1,00
49
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.2. Расчет теплообмена при течении рабочего тела
в трубопроводе
Зависимость физических свойств рабочего тела (РТ) ПиПГС от
температуры (и, следовательно, рабочих характеристик самой пневмогидравлической системы) обусловливает необходимость определения температуры рабочего тела в каждом элементе ПиПГС. Для
многих ПиПГС выходным параметром помимо гидравлических потерь и расходов рабочего тела является количество подводимой или
отводимой к системе тепловой энергии. К таким системам могут
быть отнесены любые ПиПГС, содержащие теплообменник, например, системы кондиционирования, холодильные машины, системы
межступенчатого охлаждения газа компрессорных станций и др.
Таким образом, при проектировании ПиПГС необходимо
уметь определять тепловые потоки между рабочим телом и стенкой трубопровода.
Плотность теплового потока между стенкой канала и рабочим
телом определяют по закону Ньютона
q = α (Tw − T f ),
где α — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2⋅К); Tw и Tf — температура стенки и средняя температура потока рабочего тела соответственно.
Теплообмен между рабочим телом и стенкой канала характеризуется числом Нуссельта:
αl
Nu = ,
λ
где l — характерный размер; λ — коэффициент теплопроводности,
Вт/(м⋅К).
Подобие скоростных и температурных полей в потоке рабочего
тела характеризуется числом Прандтля:
ν
Pr = ,
a
где ν — кинематический коэффициент вязкости; a = λ (cρ) — коэффициент температуропроводности вещества, м2/с; с — теплоемкость вещества; ρ — его плотность.
50
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Отношение конвективного теплопереноса к теплопроводности
характеризуется числом Пекле:
l
,
a
где U — характерная скорость потока; l — характерный размер.
Отношение интенсивности теплоотдачи к удельному теплосодержанию потока РТ выражается числом Стантона:
Pe = U
St =
α
,
ρc pU
где сp — теплоемкость при постоянном давлении.
Интенсивность теплообмена существенным образом зависит от
поля температур и скоростей РТ в канале. Поэтому теплообмен в
каналах определяют в зависимости от режимов течения РТ в каналах ПиПГС.
Ламинарный режим течения
Теплообмен при гидродинамически стабилизированном течении в круглой трубе. Гидродинамически стабилизированное течение в круглой трубе характеризуется параболическим профилем
распределения скоростей. Он наблюдается при координате Х > Lнач,
где длина Lнач определена согласно (4.10). Рассматривается случай,
когда теплообмен между рабочим телом и стенкой канала начинается в области гидродинамически стабилизированного режима течения. Течение принято стационарным, внутренние источники теплоты в рабочем теле отсутствуют (диссипацией энергии
пренебрегаем), тепловой поток вдоль оси канала пренебрежимо мал
по сравнению с тепловым потоком поперек оси канала.
Длина трубы, на которой проходит теплообмен, условно делится на два участка.
На первом участке проходит формирование профиля температуры (при этом число Nu убывает по длине канала). Этот участок
называют начальным термическим.
Длина начального термического участка определена как расстояние от начала теплообмена (входа в систему или местного со51
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
противления) до места, на котором число Nux (x — характерный
размер, координата от начала входа в трубу вдоль потока рабочего
тела) отличается от предельного значения не более чем на 1 %.
Относительная длина начального термического участка при
постоянной температуре стенки канала Tw = const:
Lт d = 0,055 Re Pr = 0, 055 Pe,
(4.16)
где d — диаметр канала.
Для практического расчета теплоотдачи рекомендуется использовать следующие зависимости [11]:
при Tw = const и Pe −1 x d < 10−2
⎛ 1 x⎞
Nu x = 1,03 ⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
−1/ 3
(4.17)
;
при Tw = const и Pe −1 x d ≥ 10−3
Nu x = 3,655 +
0,2355
⎛ 1 x⎞
⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
0,488
1 x⎞
⎛
exp ⎜ 57,2
⎟
Pe d ⎠
⎝
,
(4.18)
где Nux — число Нуссельта в поперечном сечении канала с координатой х. Зависимость (4.17) дает погрешность расчета не более
0,5 % и учитывает влияние начального участка на теплопередачу.
Для определения средней теплоотдачи с точностью до 3 %
при Tw = const и Pe −1 x d < 0, 05 рекомендуется применять зависимость [14]
−1 / 3
⎛ 1 Lт ⎞
Nu = 1,55 ⎜
.
(4.19)
⎟
⎝ Pe d ⎠
Относительная длина начального термического участка при
постоянной плотности теплового потока между РТ и стенкой канала qw = const:
Lт
= 0,07 Re Pr = 0,07 Pe.
d
Для практического расчета теплоотдачи (с точностью 0,5 %)
рекомендуется использовать следующие зависимости:
52
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
при qw = const и Pe −1 x d ≤ 10−3
⎛ 1 x⎞
Nu x = 1,301⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
−1/ 3
;
при qw = const и Pe −1 x d > 10−3
Nu x = 4,364 +
0, 2633
⎛ 1 x⎞
⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
0,506
1 x⎞
⎛
exp ⎜ 41
⎟
⎝ Pe d ⎠
.
Для всей области термического начального участка с точностью ±4 % справедливы следующие соотношения:
при qw = const и Pe −1 x d < 0,04
⎛ 1 x⎞
Nu x = 1,301⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
−1 / 3
1 x⎞
⎛
⎜1 + 2
⎟;
Pe d ⎠
⎝
при qw = const и Pe −1 x d > 0, 04 с погрешностью ± 5 %
Nu x = Nu ∞ ,
где Nu∞ — число Нуссельта на участке стабилизированного теплообмена.
На втором участке стабилизированного теплообмена безразмерный профиль температуры Θ = (Tw − T ) (Tw − T f ) ( T f — температура РТ на входе в канал) устанавливается и не изменяется по
длине канала, а число Nu сохраняет постоянное значение, равное
предельному значению Nu∞:
при Tw = const
Nu ∞ ≈ 3,66;
при qw = const
Nu ∞ ≈ 4,36.
Во многих случаях, когда разность температур в РТ и стенке
канала велика, необходимо учитывать зависимость физических
53
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
свойств РТ (прежде всего, динамической вязкости) от температуры. Изменение физических свойств РТ обычно учитывают введением сомножителя (ηw η f )−0,14 , где индексы f и w относятся к
температуре РТ на входе в канал и температуре стенки соответственно. Таким образом, зависимости (4.17) – (4.19) принимают следующий вид:
при Tw = const и Pe −1 x d < 10−2
⎛ 1 x⎞
Nu x = 1,03 ⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
−1/ 3
( ηw
ηf
)
( ηw
ηf
)
−0,14
;
при Tw = const и Pe −1 x d < 0,05
⎛ 1 l⎞
Nu = 1,55 ⎜
⎟
⎝ Pe d ⎠
− 1/ 3
−0,14
.
Теплообмен в начальном участке круглой трубы. Во многих
пневмогидросистемах вход РТ в канал совпадает с началом теплообменного участка. В этом случае процесс теплообмена протекает
в начальном гидродинамическом участке (координата Х < Lнач, Lнач
согласно (4.10)) при одновременном развитии как поля скоростей,
так и поля температур. На стенках трубы одновременно развиваются гидродинамический и тепловой пограничные слои. В этом
случае местное число Нуссельта Nu x = f (Re, Pr, x d ) и теплоотдача выше, чем при стабилизированном течении.
Среднее число Нуссельта для начального участка при значении
числа Pr от 0,1 до 1000 определяется выражением [12]
⎛ 1 l⎞
Nu = 0,664 ⎜
⎟
⎝ Re d ⎠
−1 2
Pr1 3 .
Для всей области начального гидродинамического участка рекомендуется применять соотношение
Nu x
⎛ 1 l⎞
= 0,35 ⎜
⎟
Nu ст
⎝ Re d ⎠
54
−1 6
0,42
⎡
⎛ 1 l⎞ ⎤
⎢1 + 2,85 ⎜
⎟ ⎥,
⎝ Re d ⎠ ⎦⎥
⎣⎢
(4.20)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Nu ст — число Нуссельта для случая стабилизированного течения
1 l
≤
при qw = const . Зависимость (4.20) справедлива при 10−4 <
Re d
1 l
≤ 0,064 и 0,7 < Pr < 1000 с точностью до 6 %. При
> 0,064
Re d
профиль скорости становится параболическим и Nu x = Nu ст .
Турбулентный режим течения
При расчете теплообмена в каналах при турбулентном режиме
течения теплоносителя выделяют два участка.
Первый участок расположен вдали от входа в канал и начала
обогреваемого участка, профили скорости и температуры полностью стабилизированы. Аналитические решения для условий
4 ⋅103 < Re < 5 ⋅106 и 0,5 < Pr < 5 ⋅105 обобщены зависимостью [11]
Nu =
1/ 8ξ Re Pr
k1 + 12,7 1/ 8 ⋅ ξ(Pr 2 3 − 1)
,
(4.21)
где k1 = 900 Re , ξ = (1,82lg Re − 1,64)−2 .
Отклонение экспериментальных данных от данных полученных по зависимости (4.21) не превышает 5 %.
На практике часто пользуются эмпирической зависимостью
Михеева [15] для условий 104 < Re < 5 ⋅106 и 0,6 < Pr < 2500 :
Nu = 0,021Re 0,8 Pr 0,43 .
(4.22)
Зависимость (4.22) допустимо применять при расчете теплоотдачи труб любого сечения при установившемся течении. За определяющий размер принимают эквивалентный диаметр.
Для газов рекомендуется зависимость, более точно согласующаяся с экспериментальными данными [11]:
Nu = 0,0255 Re 0,8 Pr 0,6 .
Второй участок соответствует течению от входа в канал и далее по потоку до начала стабилизированного течения. Для этого
55
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
режима при Pr > 0,7 зависимости местного числа Nux от чисел Re,
Pr и x/d в случае Tw = const остаются такими же, как и для
qw = const. Поэтому для расчета теплоотдачи на термически начальном участке при наличии участка гидродинамической стабилизации для Pr > 0,7 при Tw = const и qw = const допустимо пользоваться одной и той же зависимостью [14]:
Nu x
⎛x⎞
= 1 + 0, 48 ⎜ ⎟
Nu ст
⎝d ⎠
−1 4
⎛
3600
⎜⎜1 +
⎝ Re x d
⎞
x⎞
⎛
⎟⎟ exp ⎜ −0,17 ⎟ ,
d⎠
⎝
⎠
которая справедлива в диапазонах 4 ⋅103 < Re < 5 ⋅105 , 0,7 ≤ Pr < 1,
x d ≥ 0,06.
4.3. Расчет трубопроводов на прочность
В качестве основной нагрузки на стенки трубопровода принимают предельное давление рабочей среды pпр . Расчетным параметром трубопровода является толщина стенки трубопровода δ,
определяемая по условию пластичности Сен-Венана — Треска [12]
pпр = 2δ [ σ т ] dc , где [ σ т ] — предел текучести материала при осевом растяжении; dc — диаметр средней линии поперечного сечения трубопровода.
Если задано рабочее давление р, то определяют σт и выполнение критерия работоспособности: σ т = [ σ т ] f т , где f т = 1,75 —
коэффициент запаса при расчете по пределу текучести.
Таким образом, минимальная толщина стенки трубопровода
pпр dc f т
.
определяется соотношением δ =
2 [σ т ]
56
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПРИМЕР РАСЧЕТА ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ
Определить общие гидравлические потери в пневматической
системе, показанной на рисунке, со следующими параметрами:
РТ — сжатый воздух; объем ресивера Vр = 0,9 м3; диаметр входного и выходного патрубков Dр = 0,025 м; длина шланга Lш = 3,1 м,
диаметр шланга Dш = 0,05; расход РТ Qм = 0,075 м3/с (при нормальных условиях).
Схема пневматической системы с регулированием давления РТ:
1 — вентиль; 2 — обратный клапан; 3 — регулятор давления, 4 — ресивер; 5 —
предохранительный клапан; 6, 9 — манометры; 7 — конденсатоотводчик; 8 —
распределитель
pвозд
.
RT
При R = 287 Дж /(кг ⋅ К) и Т = 293 К (20 °С) ρвозд = p ⋅1, 204 кг / м 3 ,
где значение p выражается в барах (1 бар = 105 Па).
Значения скорости РТ при различных диаметрах сечения и различных плотностях РТ определяются зависимостью
Плотность РТ при различных значениях давления ρвозд =
57
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Qм 0,075
=
,
ρS
pS
где S — площадь сечения потока РТ; р — давление среды, бар.
Скорость РТ при диаметре потока 0,05 м
38,167 2408
v=
м с.
p [бар ]
v=
Скоростной напор потока РТ определяется зависимостью
ρ v2
Н = возд .
2
Потери скоростного напора в пневматической системе с регулированием давления в ресивере имеет смысл определять для случая минимального давления в распределителе 8 при полностью
открытом регуляторе давления 3. Потери напора включают потери
на трение в прямых трубах и резиновом шланге высокого давления, местных сопротивлениях на вентиле 1, обратном клапане 2,
регуляторе давления 3, входе и выходе в ресивер 6 и входе в распределитель 8. при нормальном режиме работы воздух не проходит через предохранительный клапан 5. Гидравлические потери в
предохранительном клапане рассчитываются на этапе его проектирования.
Потерями напора в прямых трубах от магистрали до ресивера 4
можно пренебречь ввиду их малости относительно местных потерь
на вентиле 1, обратном клапане 2 и регуляторе 3. Малые потери
напора на этом участке обусловлены невысокой скоростью потока
(при диаметре трубы 0,05 м скорость потока не превышает 6 м/с) и
относительно небольшой протяженностью трубопровода.
Коэффициенты местных сопротивлений определены согласно
[10]. В дальнейшем при определении коэффициентов сопротивлений литературный источник не указывается.
Для потока с числом Рейнольдса Re ≥ 104 для полностью открытого стандартного вентиля диаметром 50 мм (Dу50) коэффициент местного сопротивления ξ = 4. Соответственно потери напора на вентиле составляют
ρ v2
ΔН вент = ξ возд = 585 Па.
2
58
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Коэффициент местного сопротивления обратного клапана ξ = 1,38.
Соответственно потери напора на обратном клапане составляют
ΔН обр.кл = ξ
ρвозд v 2
= 202 Па.
2
Для потока с числом Рейнольдса Re ≥ 104 для полностью открытого регулятора давления с диаметром 25 мм (Ду25) коэффициент местного сопротивления ξ = 7,7. Соответственно потери напора на регуляторе давления составляют
ΔН р.д = ξ
ρвозд v 2
= 18020 Па.
2
Потери напора на входе в ресивер не учитываются вследствие
того, что скоростной напор полностью преобразуется в статическое давление.
Коэффициент местного сопротивления на выходе из ресивера
ξ = 0,8. При этом потери напора составляют
ΔН вых. рес = ξ
ρвозд v 2
= 117 Па.
2
В резиновом шланге высокого давления распределенный коэффициент трения λ ≤ 0,2. Соответственно, потери напора на трение в резиновом шланге составляют
ΔН тр.ш = λ
2
Lш ρвозд v
= 1814 Па.
Dш
2
Потери напора, вызванные поворотом потока в шланге при коэффициенте местного сопротивления ξ = 2 и максимальном числе
поворотов потока n = 4, составляют не более
ΔН пов.пот = nξ
ρвозд v 2
2
= 1170 Па.
Потери напора на входе в распределитель не учитываются
вследствие того, что скоростной напор полностью преобразуется в
статическое давление.
59
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таким образом, потери напора в пневматической системе составляют не более
ΔН сум = 585 + 202 + 18020 + 117 + 1814 + 1170 = 21908 Па.
Потери напора между ресивером и распределителем составляют не более
ΔН сум.рес-р = 117 + 1814 + 1170 = 3101 Па.
Таким образом, общие гидравлические потери в пневматической системе не превышают 22 кПа.
60
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чернышев А.В. Расчет и конструирование агрегатов пневматических и пневмогидравлических систем. Пневмосистемы. Источники сжатого газа. М: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. 52 с.
2. ГОСТ 356–80. Арматура и детали трубопроводов. Давления условные пробные и рабочие. Ряды.
3. РД 26-07-27-99. Арматура трубопроводная запорная. Классы и нормы герметичности затворов.
4. ГОСТ 9544–93. Арматура трубопроводная запорная. Нормы герметичности затворов.
5. Гуревич Д.Ф., Шпаков О.Н. Справочник конструктора трубопроводной арматуры. Л.: Машиностроение, 1987. 518 с.
6. ОСТ 1 00128–74. Герметичность изделий. Нормы.
7. Ушаков В.В. Агрегаты пневмогидросистем жидкостных ракетных
двигательных установок летательных аппаратов: Учеб. пособие. М.: Издво МАИ, 1990. 100 с.
8. Эдельман А.И. Топливные клапаны жидкостных ракетных двигателей. М.: Машиностроение, 1970. 244 с.
9. ГОСТ 6678–72. Манжеты и уплотнения для пневматических устройств. Технические условия.
10. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям.
М.: Машиностроение, 1975. 559 с.
11. Теплоэнергетика и теплотехника: В 3 кн. Кн. 1: Общие вопросы:
Справ. / Под ред. А.В. Клименко, В.М. Зорина. М.: Изд-во МЭИ, 1999. 527 с.
12. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. M.: Наука, 1973. 847 с.
13. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.
Т. 3. 8-е изд, пер. и доп. М.: Машиностроение, 2001. 864 с.
14. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. М.:
Наука, 1982. 472 с.
15. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. М.: Энергия,
1973. 320 с.
61
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.................................................................................................3
Введение.......................................................................................................4
1. Герметичность пневматических и пневмогидравлических систем.........6
1.1. Классы герметичности .......................................................................8
1.2. Расчет допустимых пропусков испытательной среды ......................9
1.3. Методы контроля герметичности....................................................11
2. Соединительные устройства ..................................................................15
2.1. Неразъемные соединительные устройства......................................15
2.2. Разъемные соединительные устройства..........................................17
2.3. Быстроразъемные соединительные устройства ..............................20
3. Уплотнительные устройства..................................................................24
3.1. Уплотнения неподвижных соединений...........................................24
3.2. Уплотнения подвижных соединений ..............................................28
4. Трубопроводы ........................................................................................38
4.1. Расчет гидравлического сопротивления сетей................................39
Расчет гидравлических сопротивлений прямых участков каналов...43
Сопротивление начальных участков..................................................49
4.2. Расчет теплообмена при течении рабочего тела в трубопроводе ...50
Ламинарный режим течения ..............................................................51
Турбулентный режим течения ...........................................................55
4.3. Расчет трубопроводов на прочность ...............................................56
Приложение. Пример расчета пневматической системы..........................57
Литература .................................................................................................61
62
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Учебное издание
Чернышев Андрей Владимирович
Белова Ольга Владимировна
Кюрджиев Юрий Владимирович
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
АГРЕГАТОВ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ
И ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
ГЕРМЕТИЧНОСТЬ. ЛИНИИ СВЯЗИ
Редактор С.А. Серебрякова
Корректор Р.В. Царева
Компьютерная верстка С.А. Серебряковой
Подписано в печать 26.08.2009. Формат 60×84/16.
Усл. печ. л. 3,72. Изд. № 114.
Тираж 100 экз. Заказ
.
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Типография МГТУ им. Н.Э. Баумана.
105005, Москва, 2-я Бауманская ул., 5.
63
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ДЛЯ ЗАМЕТОК
64
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа