Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Подвижные разъемные соединения 13
1.1. Контактные разъемные герметичные соединения 13
1.1.1. Сальниковые уплотнения 15
1.1.1.1. Сальниковые уплотнения с мягкой набивкой 15
1.1.1.2. Манжетные уплотнения 21
1.1.1.3. Уплотнения с профильными кольцами 25
1.1.2. Торцовые уплотнения 29
1.2. Неконтактные разъемные герметичные соединения 31
1.3. Методы расчета подвижных разъемных герметичных соединений 34
1.4. Тоцово-сальниковое уплотнение 36
1.5. Постановка задачи исследований диссертационной работы 40
Выводы по главе 1 42
ГЛАВА 2. Аналитическое исследование работы одной камеры с двумя уплотнительными элементами 43
2.1. Силовой анализ работы одной камеры в торцово-сальниковом уплотнении 43
2.1.1. Основные деформационные характеристики уплотнительных элементов 43
2.1.2. Конструктивная схема работы одного элемента (одной камеры) торцово-сальникового уплотнения 47
2.1.3. Распределение нагрузок на элементы уплотнения 48
2.1.4. Влияние внешних факторов на силовые параметры элементов уплотнения 54
2.2. Потери мощности на трение одной камеры 56
2.3. Определение утечки уплотняемой среды (воды) через одну камеру. 58
Выводы по главе 2 64
ГЛАВА 3. Экспериментальное исследование работы одной камеры торцово-сальникового уплотнения
3.1. Экспериментальный комплекс и модель для исследования работы одной камеры ТСУ 65
3.1.1. Опытная модель одной камеры ТСУ 65
3.1.2. Принципиальная схема исследовательского комплекса 67
3.1.3. Работа экспериментального комплекса 68
3.2. Методика проведения исследований работы одной камеры ТСУ 69
3.2.1. Построение тарировочного графика для определения нагрузки на крепежные детали 69
3.2.2. Методика проведения эксперимента 72
3.3. Условие герметичности одной камеры торцово-сальникового уплотнения
3.4. Оценка мощности, теряемой на трение в одном элементе ТСУ 75
3.5. Оценка эффективности самоуплотнения 77
3.6. Оценка погрешности эксперимента 81
3.7. Сравнение результатов аналитического и экспериментального исследований работы одной камеры ТСУ 82 89
3.7.1. Сравнение значений потери мощности привода полученных аналитически и экспериментально .
3.7.2. Сравнение величины утечки, полученной аналитически и экспериментально
3.7.3. Сравнение аналитического и экспериментального значения увеличения нагрузки на шпильки от осевой силы давления среды Выводы по главе 3 91
ГЛАВА 4. Анализ работы многокамерных ТСУ 93
4.1. Действие осевой силы самоуплотнения в ТСУ 93
4.2. Взаимодействие элементов в двухкамерном ТСУ 94
4.3. Потери мощности на трение в двухкамерном ТСУ 98
4.4. ТСУ с числом камер больше двух 100
4.5. Методика расчета многокамерного торцово-сальникового уплотнения 104
Выводы по главе 4 107
ГЛАВА 5. Сравнение новых типов тсу с известными уплотнениями, их монтаж, эксплуатация
5.1. Сравнение существующих подвижных уплотнений с новыми типами ТСУ с уплотнителями, размещенными попарно и последовательно вдоль оси вала 108
5.2. Бескамерное торцово-сальниковое уплотнение 114
5.3. Монтаж, ремонт и эксплуатация новых типов ТСУ 118
5.4. Рекомендации по установке уплотнительных колец уз материала ГРАФЛЕКС .
Выводы по главе 5 124
Основные выводы и результаты работы 126
Список литературы
- Сальниковые уплотнения с мягкой набивкой
- Конструктивная схема работы одного элемента (одной камеры) торцово-сальникового уплотнения
- Принципиальная схема исследовательского комплекса
- Потери мощности на трение в двухкамерном ТСУ
Сальниковые уплотнения с мягкой набивкой
Сальниковые уплотнения по конструкции определяются по числу камер и по созданию нагрузки на уплотнение. По числу камер бывают одно- и многокамерные или каскадные уплотнения. Многокамерные сальниковые уплотнения применяют для насосов высокого давления.
Принцип каскадности позволяет ступенчато снизить общий перепад давления уплотняемой среды до атмосферного на выходном участке штока, равномерно распределив его между отдельными камерами сальникового узла. В этом случае каждый уплотнительный элемент нагружается только частью общей нагрузки, что существенно снижает силу трения в зоне контакта уплотнительных поверхностей и их износ.
По созданию нагрузки на уплотнения сальники делятся на болтовые или шпилечные, безболтовые и пружинные. На рис. 1.2 а сальник нагружается с помощью шпильки 4 через нажимной фланец 3. В безболтовом уплотнении (рис. 1.2 б) нагрузка может передаваться с помощью резьбового нажимного фланца, который вворачивается в корпус сальника. Недостаток этих конструкций в необходимости периодической подтяжки элементов, обеспечивающих нагрузку сальника, который в рабочих условиях вырабатывается. Существуют пружинные конструкции, в которых нагрузка на сальник осуществляется через нажимную втулку с помощью пружины, они не требуют подтяжки соединения, но необходим расчет пружины.
Достоинство сальникового уплотнения с мягкой набивкой – относительная простота конструкции и возможность быстрой и легкой замены исчерпавшей свой ресурс набивки. Недостаток – уменьшение со временем герметизирующего усилия в набивке за счет ее изнашивания.
Торцовые уплотнения служат для уплотнения вращающихся деталей. Герметичность в этих уплотнениях обеспечивается за счет динамического контакта между плоскими тщательно обработанными поверхностями [48]. Торцовое механическое уплотнение используется во вращающихся парах в насосах, компрессорах, химических реакторах, фильтрах-сушилках и т.д., то есть там, где необходимо обеспечить минимальную утечку. Впервые такие уплотнения стали применяться в начале 20-го века, но широкое применения в насосостроении и химической промышленности получили в середине прошлого века.
По характеру работы торцовое уплотнение аналогично опорному подшипнику скольжения [3]. Поэтому для снижения коэффициента трения и температуры в зоне контакта трущиеся поверхности смазываются. В качестве смазки используется уплотняемая среда или в зону уплотнения вводится специальная смазочно-охлаждающая жидкость.
Торцевое уплотнение (рис. 1.17) состоит в основном из трёх элементов: двух колец (вращающегося и неподвижного), образующих плоскую пару трения, и упругого элемента, обеспечивающего контакт в паре трения. Кольцо 1 установлено в корпусе машины 4, кольцо 2 жестко связано с вращающимся валом 5. Торцовая поверхность кольца 1 прижимается к вращающемуся кольцу 2 упругим элементом 3. Герметизация осуществляется за счет сжатия торцовых поверхностей колец. С увеличением контактного давления герметичность повышается, однако при этом увеличиваются потери мощности на трение, в результате чего повышается износ трущихся поверхностей, их нагрев и температурные деформации.
К достоинствам торцевых уплотнений следует отнести относительно небольшие потери мощности на трение, исключение износа уплотняемого вала, отсутствие
Конструктивная схема торцового уплотнения. необходимости в периодическом обслуживании (например, в подтяжке шпилек, как в уплотнении с сальниковой набивкой). Торцовые уплотнения – самоуплотняющиеся. Степень самоуплотнения, т.е. влияние давления уплотняемой среды р на нагрузку уплотняющих поверхностей q оценивается коэффициентом уравновешивания К = q / р. При К 1 торцовое уплотнение считается нагруженным, при К 1 – ненагруженным. Нагруженные торцовые уплотнения применяют при низких давлениях рабочих сред, ненагруженные – при высоких [19].
Торцевые уплотнения по сравнению с сальниковыми характеризуются более длительным сроком службы, повышенной надёжностью и герметичностью, меньшей энергоёмкостью. Кроме того, в ряде технически развитых стран приняты законы об охране окружающей среды, которые запрещают или строго регламентируют выброс отходов с промышленных предприятий.
В ряде случаев применение торцевого уплотнения бесспорно – для дорогостоящих, пожароопасных, токсичных и высокоагрессивных жидкостей, для насосов с повышенными требованиями по надёжности. В остальных случаях выбор должен быть дифференцированным и экономически оправданным.
Торцевое уплотнение требует тщательного соблюдения технологии при его изготовлении, чем в значительной степени достигается высокий уровень герметичности этого уплотнительного устройства. Утечка через торцевое уплотнение, при соблюдении определённых требований по монтажу, не зависит от установки.
К неконтактным или бесконтактным уплотнениям относятся соединения, которые выполнены с гарантированным зазором и обеспечивают взаимное перемещение деталей и определенную степень герметичности без применения специальных уплотнительных материалов и средств [18]. В этих уплотнениях утечки рабочей среды снижаются за счет гидравлического сопротивления кольцевой щели с относительно малым радиальным зазором.
Полной герметичности они не обеспечивают, поэтому их применяют лишь в тех случаях, когда не предъявляется строгих требований к герметичности. Это могут быть уплотнения внутренних межступенчатых полостей турбин, центробежных насосов и компрессоров, в которых утечки сказываются только на величине объемного КПД машины.
Неконтактные уплотнения подразделяют на уплотнения с гарантированным зазором и гидродинамические уплотнения, отличающиеся не только конструктивно, но и механизмами герметизации [93].
К конструкциям с гарантированным зазором относятся щелевые и лабиринтные уплотнения, уплотнения с плавающими кольцами и магнитожидкостные. представляющие собой капиллярную гладкую или ступенчатую щель, при соответствующей длине которой может быть создано требуемое сопротивление перетеканию уплотняемой среды,
Щелевое уплотнение представляет собой скрепленную с корпусом втулку, в которую с радиальным зазором установлен вал. Радиальный зазор – щель зависит от величины прогиба, вибрации и температурной деформации вала. Для гидродинамического уплотнения чем меньше щель, тем лучше, причем величина утечки обратно пропорциональна длине втулки L и вязкости среды.
Лабиринтные уплотнения это те же щелевые уплотнения, в которых по пути движения уплотняемой среды в кольцевом зазоре в корпусе выполнены последовательно размещенные камеры рис. 1.18. Последовательное расширение и сужение движущегося потока среды турбулизует его и, тем самым, создает дополнительное гидравлическое сопротивление канала, что снижает утечку.
Конструктивная схема работы одного элемента (одной камеры) торцово-сальникового уплотнения
Сальниковые набивки в основном выполняются из пористых материалов, для которых неизбежны утечки уплотняемой среды из-за ее проницаемости. Поэтому, одной из определяющих характеристик герметизирующей способности набивки является ее пористость. От значения пористости набивочного материала зависит его проницаемость, т.е. величина, обратная герметичности сальникового уплотнения. Проницаемость материала набивки зависит как от типа самого материала (его пористости) так и от удельной нагрузки сжатия этого материала, давления и свойств уплотняемой среды.
Процесс утечки уплотняемой среды U (м3/с) через набивку сечением F (м2) носит фильтрационный характер и для ее оценки может быть использован закон фильтрации Дарси [83]. U = К F dp / ц dh, (2.50) где h - длина (высота) сальниковой набивки, м.; ц - коэффициент динамической вязкости уплотняемой среды, Па с; p - давление уплотняемой среды, МПа; К - опытный коэффициент проницаемости, м2.
Для отдельных набивочных материалов (АСТ, АГ-60, АПС, АГ-1 и АС) были проведены экспериментальные исследования [35] по оценке коэффициента проницаемости для воды при давлении до 10 МПа в диапазоне удельных нагрузок на набивки 10-60 МПа. Проведенные исследования показали что значение коэффициента проницаемости зависит от типа набивки и удельной нагрузки на набивку, Так, при q = 40 МПа для набивки типа АСТ – К = 0,25 10 –5 см2, а для набивки АС – К = 1,2 10–5 см2. Значение К для всех набивок с увеличением нагрузки падает.
При удельной нагрузке q = 60 МПа для всех пяти исследованных набивок значение К было примерно одинаково и равно 0,25 10–5 см2. К недостаткам методики исследования следует отнести то обстоятельство, что исследования проводили не на кольцевой сальниковой набивке, а на плоском круглом образце. В этом случае не определялось влияние геометрических параметров набивки, от которых зависит значение коэффициента проницаемости [35]. Кроме того, при использовании в качестве уплотняемой среды жидкости необходимо учитывать продолжительность очередного эксперимента, т.к. с течением времени скорость утечки жидкости уменьшается вследствие облитерации малых зазоров (пор набивки) [69].
Для оценки надежности работы сальниковых уплотнений с мягкой набивкой необходимо знание ее коэффициента проницаемости. При этом следует учесть, что проницаемость материала набивки, как таковая, отличается от проницаемости той же набивки, установленной между стенкой камеры сальника и уплотняемым элементом (штоком или валом). В этих условиях при сжатии и восстановлении набивки на ее боковые поверхности в зоне сопряжения со стенкой камеры сальника и уплотняемого элемента по всей высоте контакта действует сила трения, направленная против относительного смещения набивки. Характер распределения осевой нагрузки по высоте z набивки сальника принято [93] оценивать по выражению (1.1).
В выражении (1.1) не учитывается, что значение сил трения, на внешнем и внутреннем контуре набивки различны (см. главу I).
Наличие сил трения в силовом равновесии набивки влияет на равномерность распределения осевой удельной нагрузки qz по сечению набивок и, как результат – на величину утечки уплотняемой среды.
В работе [2] приводятся исследования по определению коэффициента проницаемости сальниковой набивки в реальных условиях работы сальникового уплотнения. Для проведения исследований была разработана экспериментальная установка (рис. 2.5) и модель сальникового уплотнения, которая помещалась в гидравлический пресс и сжималась определенной удельной осевой нагрузкой qз. В полость модели подавался воздух под заданным давлением р и фиксировалась величина его утечки U.
В процессе проведения исследований [2] увеличивали значения удельной осевой нагрузки qз до 45 МПа, давления уплотняемого воздуха р до 25 МПа. Высоту набивки h изменяли в интервале 12-36 мм (2, 3 и 4 кольца набивки) и определяли влияние этих параметров на величину утечки U.
Исследовали пять типов сальниковых набивок квадратного сечения 6 х 6 мм внутренним диаметром d = 56 мм. (См. таблицу 2.1).
Для оценки результатов экспериментов из выражения (2.50) определяли коэффициент проницаемости набивки К при заданной удельной нагрузке q.
При известных значениях h (м), F (м2), ц = 1,92 10–5 Па с (для воздуха при р = 5 МПа - принято как среднее для большинства опытов и t = 20 0C) и экспериментальных значениях U (см / с) и р (МПа) по выражению (2.51) определяли К.
На рис. 2.6 в качестве примера представлена экспериментальная зависимость lnК = f(qо), полученная на набивке типа Н 1200.
В результате обработки экспериментальных данных в работе [2] были получены уравнения, связывающие коэффициент проницаемости К и удельную нагрузку qo, вида Значения a и b для каждого вида исследованной набивки представлены в таблице 2.2. Здесь же даны произведения значений коэффициента бокового давления и коэффициента трения (kf) [2]. Таблица 2.1.
Зависимость n К от удельной нагрузки qо на верхнем слое сальниковой набивки типа Н1200 ( – два слоя набивки, + – три слоя набивки, – четыре слоя набивки). Анализ результатов исследования проницаемости сальниковых набавок показал, что значение коэффициента а (таблица 2.2) зависит от сил трения на боковых поверхностях набивки. Чем больше эти силы (больше значение kf), тем при больших значениях давления рс завершается реверс сил трения и начинается влияние удельной нагрузки qо на величину протечки уплотняемой среды (коэффициент К).
Значение коэффициента b (таблица 2.2) определяется жесткостью (модулем сжатия Еп [2]) набивки: чем больше модуль сжатия, тем меньше значение коэффициента b. Так, при одинаковой относительной деформации набивки (є = 0,1) согласно материалам
В процессе проведения исследований [2] не было обнаружено влияния высоты набивки h на значение К (см. рис. 2.6). Незначительное влияние высоты набивки на утечку уплотняемой среды авторы объясняют тем, что хотя с уменьшением высоты должно уменьшается гидравлическое сопротивление набивки, однако при этом уменьшается и площадь трения набивки о замыкающих ее поверхности и, следовательно, увеличивается величина сжатия набивки (уменьшается ее пористость). Сочетание этих двух противодействующих факторов и отражается на результатах экспериментов.
Таким образом, полученные экспериментальные значения К являются характеристиками набивок, размещенных в сальниковых уплотнениях. Численная величина К, согласно выражению (2.51), – площадь условного канала утечки уплотняемой среды.
Мы в своих экспериментах использовали набивки из тех же материалов, и приведенная выше методика определения коэффициента проницаемости показывает, что мы можем воспользоваться полученным выражением (2.95) [2] для определения коэффициента проницаемости при своих геометрических и силовых параметрах.
При использовании выражения (2.95) для воды необходимо полученное для соответствующей набивки по выражению (2.95) значение коэффициента проницаемости умножить на отношение коэффициентов динамической вязкости воды и воздуха. Для рассматриваемого торцово-сальникового уплотнения выражение (2.93) можно представить так:
Принципиальная схема исследовательского комплекса
Из сравнения полученных результатов видно, что интенсивность зависимости потерь мощности на трение больше от давления воды, чем от усилия затяжки шпилек. Данные расчётов сведены в таблицы и представлены вместе с графиками в Приложении 1, 2 , 3 и 4.
В рабочих условиях уплотняемая среда оказывает давление на торцевую поверхность аксиально подвижного кольца см. рис. 3.12. В результате возникает дополнительная осевая нагрузка, часть которой идет на увеличение нагрузки на
Схема работы давления среды на самоуплотнение. уплотнительные элементы и вызывает дополнительную радиальную нагрузку на замыкающие эти элементы поверхности. В результате нагрузка на уплотняющие поверхности увеличивается за счет давления среды – эффект самоуплотнения. Другая часть дополнительной осевой нагрузки расходуется на ослабление пружины и на дополнительную нагрузку крепежных элементов.
Силу самоуплотнения можно определить, зная коэффициент бокового давления или коэффициент Пуассона для данного материала уплотнительных элементов.
В данной работе мы оцениваем изменение нагрузки на шпильки в результате действия давления среды, которая вызывает силу самоуплотнения. Определив изменение силы на шпильки, мы узнаем максимальную осевую силы давления среды, действующую на уплотнительные элементы. Зная к.б.д. можно определить силу самоуплотнения, которая будет пропорциональна увеличению нагрузки на шпильки. Для проведения аналитических и экспериментальных исследований нам удобнее воспользоваться величиной дополнительной нагрузки на шпильки. Для определения осевой силы самоуплотнения, идущей на увеличение нагрузки на шпильки, проводили специальные исследования. После сборки установки (рис. 3.2) крепежные элементы 2 модели уплотнения (рис. 3.1) нагружали определенным усилием, затем подавали воду под определенным минимальным давлением и включали двигатель. После установившегося режима работы снимали показания тензодатчиков и определяли нагрузку на крепежных шпильках 2. Далее увеличивали давление воды и, после установки нового режима, снова определяли нагрузку на шпильках 2. Эксперимент повторялся неоднократно, и после его окончания для каждой величины давления среды подсчитывалось среднее значение самоуплотнения. Исследования проводились на уплотнительных кольцах из разных материалов, тех же, что и в других экспериментах при предварительном нагружении усилием затяжки.
Результаты экспериментов – средние значения силы самоуплотнения, идущей на увеличение нагрузки на шпильки, сведены в таблицу 3.2, где Qш экс. – усилия на шпильках по показаниям тензодатчиков, Qс = Qш экс – Qз – увеличение нагрузки на шпильки от осевой силы самоуплотнения, в данном случае Qз = 1930 Н.
По экспериментальным данным (таблица 3.2) была получена кривая зависимости осевой силы самоуплотнения, идущей на увеличение нагрузки на шпильки, от давления воды для уплотнительных колец из материалов Н 1100, Н 1200, Н 1201 Qс = f(P), представленная на рис. 3.13. Как видно из графика, экспериментальные точки, представляющие среднее значение множества экспериментов, для уплотнительных колец из разных материалов группы ГРАФЛЕКС сливаются и через них можно провести прямую. Представленная на графике рис. 3.13 прямая может быть описана выражением:
Полученная кривая не проходит через ноль, так как часть силы самоуплотнения уходит на преодоление сил трения уплотнительных колец о замыкающие их поверхности и на реверс сил трения, так как сила самоуплотнения направлена в противоположную сторону действия силы затяжки.
Экспериментальная зависимость осевой силы самоуплотнения, идущей на увеличение нагрузки на шпильки, от давления воды для уплотнительных колец из материалов Н 1100, Н 1200, Н 1201.
После проведения экспериментов проводилась оценка погрешности полученных данных. Необходимые величины мы получали косвенным путем [36], т.е. после прямых замеров определенных величин, по формуле определяли нужный параметр эксперимента. Кроме того, измерения проводились неоднократно, с использованием среднего значения параметра. Поэтому нами проводилась оценка погрешности косвенно измеренной величины при многократных измерениях.
Измерения, проведённые многократно, позволяют оценить вклад в погрешность косвенно измеренной величины не только погрешности приборов, но и влияния случайных факторов процесса измерений.
Вычисляем погрешность величины утечки U, вносимую приборами, затем -случайную погрешность измерений, и потом - полную погрешность величины U (погрешность эксперимента). В качестве примера, ниже представлена оценка погрешности эксперимента при получении и обработке данных утечки уплотняемой среды из торцово-сальникового уплотнения с одной парой уплотнительных колец.
Утечка определялась отношением объема утечки, полученного прямым его замером мензуркой ко времени, фиксируемым секундомером. Погрешность мензурки – 0,01 см3, секундомера – 0, 1 с.
Сравнение результатов аналитического и экспериментального исследований проведем на таких параметрах, как утечка уплотняемой среды из торцово-сальникового уплотнения с одной камерой в рабочих условиях, потеря мощности двигателя насосного агрегата, а также сравним полученное распределение силы от давления среды на шпильки. Для этого рассчитаем значения указанных параметров с помощью полученного математического аппарата (Глава 2) и сравним их с экспериментально полученными данными общих тепловых потерь и утечки уплотняемой среды (Глава 3) при работе торцово-сальникового уплотнения однокамерного типа.
Сравнение значений потери мощности привода полученных аналитически и экспериментально Для проведения расчетов возьмем конструкцию уплотнения с двумя уплотнительными элементами из материала марки Н 1100, с геометрическими и физическими параметрами деталей на которых проводились исследования. Коэффициент k f = 0,02 по таблице 2.2, соответственно, и Есж = 160 МПа [75], высота и ширина уплотнительных элементов h = В = 0,007 м, наружный и внутренний диаметр колец а– D = 0,048 м и d1 = 0,034м, г– d1 = 0,034м, d = 0,020м, соответственно (рис 2.2). Значение податливости двух параллельно размещенных уплотняющих элементов по выражению (2.14) будет у = 0,122 10–6 м / Н.
Потери мощности на трение в двухкамерном ТСУ
Разрез выполняют под углом 45о к оси по спирали. Допускается разрезать шнур под прямым углом к плоскости колец. Для выполнения более аккуратного разреза набивку в месте разреза обматывают тонкой пленкой.
При сборке сальникового уплотнения необходимо обеспечить требуемую величину силы Qз затяжки его резьбовых крепежных элементов (удельную осевую нагрузку на набивку). На практике силу обжатия набивки определяют по величине усадки пакета набивки АH, которая пропорциональна Qз. АH = Hс Qз / Dср b Eсж Здесь Hс - неопрессованная (исходная) высота набивки, Dср - средний диаметр кольца набивки, b - ее ширина, Eсж - модуль сжатия материала набивки.
При монтаже уплотнительные элементы устанавливают со смещением разрезов на 1200. После установки пакета набивки нажимная втулка должна входить в кольцевой зазор, образованный валом и камерой сальника не более чем на 1/3 ее высоты, но не менее чем на 2 мм.
Для уменьшения создаваемых в соединении нагрузок, необходимых для создания герметичности в рабочих условиях, иногда уплотнительный элемент в камеры вставляют с определенным натягом. Этот натяг может быть или по наружному или по внутреннему радиусу уплотнительного элемента. Создается он тем, что наружный диаметр уплотнительного элемента несколько больше рабочей камеры, или внутренний радиус элемента насколько меньше диаметра вала, который необходимо уплотнить. В результате такой сборки соединения сразу создается определенное усилие в местах уплотнения.
Необходимый натяг А рассчитывается. В качестве расчётной принята обобщённая зависимость радиальной деформации толстостенной цилиндрической оболочки от внутреннего внешнего давления (удельной нагрузки) [34]. А = r [(1 - ц) (r12 q1 - r22 q2) + (1 + ц) r12 r22 (q1 - q2) / r2] / [E(r22 - r12)], (5.5) где r1, r2 - внутренний и наружный радиусы уплотнительного кольца; q1, q2, - удельные нагрузки на поверхностях и внешнего давления (удельной нагрузки) [34]. А = r [(1 - ц) (r12 q1 - r22 q2) + (1 + ц) r12 r22 (q1 - q2) / r2] / [E(r22 - r12)], (5.5) где r1, r2 - внутренний и наружный радиусы уплотнительного кольца; q1, q2, - удельные нагрузки на поверхностях кольца при соответствующих натягах; \х и E - коэффициент Пуассона и модуль упругости для данного материала набивки; А2, A1 - натяг по внешнему и внутреннему радиусам кольца после его запрессовки по соответствующей посадочной поверхности.
Значения q2 и q1 выбирают или из условия обеспечения герметичности в данном сопряжении, или по предельно допускаемому моменту трения в рассматриваемом узле.
При определении натяга А1 по внутреннему контуру уплотнительного кольца в выражении (6.1) в качестве текущего радиуса r принимают r1. При определении натяга А2 по внешнему контуру - r2.
Высота нажимной втулки 4 (см. рис. 1.22) до ее фланца должна быть выбрана достаточной, чтобы длины втулки хватило на ее перемещение в корпусе соединения на величину сжатия пружины 5 и уплотнительных элементов а, б, в и г, а также на перемещение при их подтяжке в рабочих условиях при эксплуатации торцово-сальникового уплотнения.
При известных параметрах: силе затяжки крепежных шпилек Qз, наружного и внутреннего диаметра уплотнительных колец а и г соответственно D и d, толщине и ширине колец - h и В соответственно, жесткости упругого элемента - J, коэффициентах трения колец а и в - fав, модуле сжатия их материала Есж (принимаем усредненное его значение, учитывая, что парные кольца нагружаются параллельно), числе оборотов вала -n, и коэффициенте бокового давления сальниковой набивки - k, можно определить суммарное перемещение нажимного фланца после затяжки натяжных шпилек.
С учетом подтяжки уплотнения во время работы суммарное перемещение необходимо увеличить на 25 – 30%. Таким образом, после сборки ТСУ и перед его предварительной затяжкой, расстояние от нажимного фланца 1 (рис. 2.2) до сальниковой коробки должно быть не менее 1,3 .
В процессе ревизии проверяют состояние всех подвижных и неподвижных колец и вала, состояние внутренней поверхности корпуса камеры сальника, состояние набивки и нажимных втулок. Проверяют температуру подшипников насосов, самих уплотнений, электродвигателей. Температура подшипниковых узлов насоса не должна превышать 60С.
При нагреве сальника необходимо установить причину нагрева (возможно нагрев происходит от сильной затяжки сальниковой набивки или перекоса нажимной буксы, которая в этом случае должна быть ослаблена и перекос устранен).
Необходимо следить за утечкой перекачиваемого продукта через уплотнения вала. Проверяют расстояние от фланца нажимной втулки до корпуса машины на предмет дополнительной подтяжки. Проводится осмотр упора у упругого элемента на предмет выработки материала и потери упругости от воздействия рабочей среды.
Несоосность вала и расточки корпуса машины под сальник не должна превышать 0,15 – 0,20 мм при диаметре вала до 50 мм; 0,20 – 0,25 мм при диаметре вала от 50 до 75 мм; 0,30 мм при диаметре вала свыше 75 мм.
Радиальное биение рабочей поверхности вращающегося кольца 4 (рис. 1.22) проверяется во время ремонта, а также при возникновении повышенной утечки уплотняемой среды. При давлении перед уплотнением до 0,6 МПа биение не должно превышать следующих значений: 0,20 мм при угловой скорости 750 об/мин, 0,15 мм – при 1000 об/мин, 0,10 мм – при 1500 об/мин, 0,08 мм – при 3000 об/мин.
Радиальный зазор между плавающими кольцами 3 (см. рис. 1.22) и валом 7, а также нажимной втулкой 4 и валом 7, не должен превышать 0,5 мм при диаметре втулки до 110 мм и 0,8 мм – при диаметре более 110 мм. Для взрыво-пожароопасной рабочей среды радиальный зазор следует увеличить на 0,3 мм.
Необходимость замены сальниковой набивки определяют по увеличению утечки уплотняемой среды, которую не удается устранить подтяжкой крепежных элементов сальника. Используются специальные гидравлические устройства для извлечения отработанной набивки, что исключает повреждение уплотняемых поверхностей элементов сальника и обеспечивает их очистку от следов старой набивки.
Учитывая, что уплотняющие элементы в рабочих условиях нагружены неодинаково и что их износ также различный и зависит от нагрузки и условий их размещения, можно, с целью обеспечения более равномерного износа всех уплотняющих колец, выполнить их из материалов с различными значениями коэффициента Пуассона или коэффициента бокового давления. Так, для малых колец, уплотняющих вал, для снижения их износа необходим материал с меньшим значением коэффициента Пуассона, например, = 0,09, а для больших колец, для повышения эффекта самоуплотнения, – с большим значением этого коэффициента, например, = 0,48.
Кроме того, для более равномерного износа пар уплотнительных элементов многокамерного ТСУ можно для первой пары (со стороны действия давления среды) использовать материал с меньшим значением коэффициента Пуассона, с постепенным увеличением его значения для следующих в направлении нажимной втулки пар уплотнительных элементов.