Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА I. Шестеренные битумные насосы: особенности применения, конструкции и эксплуатации. постановка целей и задач исследований
1.1. Применение шестеренных насосов и их виды 8
1.2. Влияние абразива в перекачиваемой массе на износостойкость деталей пар трения битумного шестеренного насоса 15
1.3. Особенности конструкции шестеренных насосов, определяющие их долговечность 21
1.4. Методы повышения износостойкости деталей битумных насосов 27
1.5. Постановка целей и задач исследований 28
ГЛАВА II. Методика проведения исследований 31
2.1. Объект исследований 31
2.2. Методика проведения теоретических исследований 33
2.3. Методика проведения экспериментальных исследований 35
2.3.1. Экспериментальная установка 35
2.3.2. Экспериментальный насос 38
2.3.3. План проведения экспериментальных исследований 41
2.3.4. Измерение износа трущихся поверхностей 45
Выводы к главе II 47
ГЛАВА III. Исследование износостойкости деталей битумного шестеренного насоса 48
3.1. Определение механизма изнашивания торцовых поверхностей деталей пар трения битумного шестеренного насос 48
3.2. Моделирование процесса абразивного изнашивания трущихся деталей 56
3.3. Результаты экспериментальных исследований по оценке износостойкости трущихся деталей 64
3.4. Влияние материала деталей торцовых пар трения на их износостойкость 68
3.5. Зависимость величины торцового зазора от 85
износостойкости деталей трущихся пар Выводы к главе III 87
ГЛАВА IV. Определение максимально допустимых величин торцового зазора битумного шестеренного насоса 89
4.1. Определение величины торцового зазора из условия обеспечения заданной производительности битумного шестеренного насоса 89
4.2. Определение максимально допустимой величины торцового зазора 95
4.3. Изменение величины торцового зазора при изнашивании трущихся поверхностей 99
Выводы к главе IV 101
ГЛАВА V. Внедрение и перспективы использования результатов исследований 103
5.1. Новые конструкции битумных шестеренных насосов 104
5.2. Обеспечение минимально допустимой величины торцового зазора 107
5.3. Расчет экономического эффекта от внедрения результатов исследований 111
Выводы к главе V 117
Основные результаты и выводы 118
Заключение 120
Список литературы
- Влияние абразива в перекачиваемой массе на износостойкость деталей пар трения битумного шестеренного насоса
- Методика проведения экспериментальных исследований
- Моделирование процесса абразивного изнашивания трущихся деталей
- Изменение величины торцового зазора при изнашивании трущихся поверхностей
Введение к работе
з
Диссертация посвящена решению научно-технической задачи обеспечения износостойкости деталей торцовых пар трения битумного шестеренного насоса, определяющий их долговечность и производительность.
Актуальность темы. Одной из особенностей работы рассматриваемых пар трения является работа насоса при повышенных температурах и в условиях абразивной среды. Перекачиваемый материал - битумная смесь с частицами доломитовой муки. При эксплуатации битумных шестеренных насосов происходит износ поверхностей роторов (шестерен) и уплотняющих пластин (вставок). Износ их торцовых поверхностей приводит к увеличению зазоров между трущимися деталями и, как следствие, к потере производительности насоса и необходимости проведения внеплановых ремонтных работ. Потери перекачиваемой жидкости через торцовые зазоры составляют порой до 80% от общих объемных потерь в насосе.
Повышение производительности и долговечности битумных шестеренных насосов может быть осуществлено как при проектировании (например, путем выбора более износостойких материалов деталей насоса), так и изготовлении (в частности, посредством технологического обеспечения показателей точности и упрочнения деталей, обусловливающих величину начального торцового зазора). Наличие в перекачиваемых битумах абразивных частиц приводит к тому, что средний срок службы таких насосов составляет порой не более 28 суток. В этой связи повышение износостойкости деталей пар трения битумных шестеренных насосов, работающих в условиях абразивной среды, является актуальной научно-технической задачей.
Целью работы является повышение износостойкости деталей торцовых пар трения «шестерня-вставка» битумных шестеренных насосов при работе в условиях абразивной среды.
Объектами исследования являются торцовые поверхности шестерен и вставок битумного шестеренного насоса, работающие в условиях абразивной среды.
Методика проведения исследований. Теоретические исследования проводились на базе современных представлений о процессах, протекающих в узких щелях в условиях абразивного изнашивания (когда одна поверхность вращается, а другая неподвижна), с учетом основных положений теории подобия, теории трения и изнашивания и теории теплопроводности.
Экспериментальные исследования проводились на натурных образцах вставок и шестерен с помощью спроектированной и изготовленной установки, моделирующей работу насосных станций при перекачивании нефтяных битумных смесей с добавлением абразивной массы. Отличительной особенностью проводимых исследований является научное обоснование рационального выбора материала деталей торцовых пар трения, работающих в условиях абразивного изнашивания, а также допустимой величины их изнашивания, определяющей величину торцового зазора, от размера которого зависит производительность и долговечность битумного насоса. Научная новизна работы заключается в следующем:
разработана модель абразивного изнашивания торцовых поверхностей деталей пар трения битумных насосов;
выявлены зависимости, определяющие износостойкость торцовых поверхностей рабочих деталей шестеренного насоса в условиях абразивного изнашивания;
выявлена зависимость, определяющая с учетом износостойкости трущихся деталей величину максимально допустимого торцового зазора, влияющего на производительность и долговечность насоса.
На защиту выносятся:
математическая модель, описывающая интенсивность изнашивания торцовых поверхностей деталей пар трения битумного шестеренного насоса;
модель определения времени работы битумного шестеренного насоса с учетом износостойкости торцовых поверхностей деталей пар трения «шестерня-вставка»;
зависимость для определения величины максимально допустимого торцового зазора;
зависимости, определяющие износостойкость деталей торцовых пар трения шестеренного насоса;
зависимости, позволяющие оценить время работы битумного шестеренного насоса до планового ремонта, исходя из интенсивности изнашивания торцовых поверхностей и максимально допустимого размера торцового зазора.
Практическая значимость работы. Практическую значимость работы составляют:
- испытательный стенд, позволяющий проводить экспериментальные
исследования изнашивания деталей шестерного насоса в условиях, приближенных к эксплуатационным;
методика определения интенсивности изнашивания торцовых поверхностей рабочих деталей насоса исходя из характеристик абразивного наполнителя и перекачиваемой жидкости;
рекомендации по выбору материалов деталей торцовых пар трения;
новые конструкции битумных шестеренных насосов, защищенные патентами на полезные модели: патент №82792 (опубл. бюл. №13 от 10.05.2009г.), патент № 92919 (опубл. бюл. №10 от 02.02.2009г.).
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на VI Международной научно-технической конференции «Проблемы качества машин и их конкурентоспособность» (Брянск, 2008 г.).
Диссертация в полном объеме была доложена и одобрена на заседании кафедры «Управление качеством, стандартизация и метрология» и секции «Трение и износ в машинах» ГОУ ВІЮ «БГТУ» (Брянск, 2010 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 печатных работ, в том числе 2 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, основных выводов и результатов, списка использованной литературы из 120 наименований и приложения. Работа изложена на 136 страницах, содержит 39 рисунков и 19 таблиц.
Влияние абразива в перекачиваемой массе на износостойкость деталей пар трения битумного шестеренного насоса
По конструктивному исполнению шестеренные насосы относятся к роторным насосам и подразделяются в основном по числу шестерен на двух- и многошестеренные, по типу зацепления - на насосы с наружным и внутренним зацеплением и по числу потоков жидкости - на одно- и многопоточные насосы (рис. 1.1.). Жидкость, попадая в междузубовые пространства зубчатых колес, перемещается от входной к напорной полости насоса. Взаимное зацепление зубьев, а также малые радиальные и торцовые зазоры между шестернями и корпусом насоса уменьшают протечки перекачиваемой жидкости.
Шестеренный насос с внешним зацеплением состоит из ведущей 1 и ведомой 2 шестерен, размещенных с небольшим зазором в корпусе 3. При вращении шестерен жидкость переносится из полости всасывания 4 в полость нагнетания 5. Из полости нагнетания жидкость вытесняется в напорный трубопровод.
Характерными признаками шестеренных насосов являются [75]: 1) наличие в насосе двух рабочих органов неподвижного статора и вращающегося относительно него ротора; 2) герметичная изоляция всасывающей и нагнетательной камер посредством одновременного замыкания статора и ротора; 3) осуществление подачи путем создания во всасывающей камере некоторого объема жидкости и перемещение его в камеру нагнетания; 4) образование герметично замкнутого объема, переносимого из камеры нагнетания в камеру всасывания и изменяющегося в процессе переноса; 5) независимость усилия на рабочих органах от скорости омывающей их жидкости (величина усилия определяется только давлением в рабочей магистрали).
Шестеренные насосы чаще всего используются в простейших системах с относительно низким уровнем давления (около 140-180 бар или 14-18 МПа). Жидкость под рабочим давлением от шестеренного насоса и к нему подается по жидкостным магистралям, в качестве которых используют жесткие и эластичные металлические и неметаллические трубопроводы. Насосы такого типа очень просты по устройству, отличаются компактностью, малым числом подвижных деталей, надежны, относительно дешевы и менее чувствительны к загрязнениям перекачиваемой жидкости по сравнению с другими гидравлическими насосами. Вследствие простоты конструкции шестеренные насосы широко распространены в станкостроении, машиностроении, авиации, в промышленности строительных материалов. В частности, для питания гидроприводов небольшой мощности, подачи смазки, питания систем управления.
В соответствии со сложившейся практикой шестеренные насосы подразделяют на маслонасосы общепромышленного применения, насосы для машиностроительных гидросистем, насосы для перекачивания битума. Битумные шестеренные насосы (рис. 1.2) оснащены паровой рубашкой и применяются для перекачивания вязких материалов (битумы различных марок, дегти, битумные и битумно-каучуковые эмульсии, битумы с абразивным наполнителем и т.д.). Основными факторами, лимитирующими долговечность битумных шестеренных насосов, являются износостойкость трущихся деталей насоса, в частности ротор-вставка, а также объемные потери перекачиваемой жидкости.
При увеличении объемных потерь происходит снижение КПД насоса и его производительности. Объемные потери в шестеренном насосе определяются величиной зазоров между соединенными поверхностями рабочих органов и уплотняющих деталей. Утечки жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания наблюдаются по трем основным каналам: через радиальный зазор между цилиндрическими поверхностями шестерен и расточек в корпусе; через зону зацепления вследствие погрешностей изготовления и сборки зубового зацепления; через зазор между торцовыми поверхностями шестерен и уплотняющих деталей. Все расчетные зависимости для вычисления объема утечек определяются на основании доказанного Н.Н. Петровым положения о ламинарном характере движения жидкости в узких щелях [7]. На рис. 1.3 изображены кривые, представляющие в процентах долю каждого типа утечек Qy в общем их объеме в зависимости от величины зазора.
Потери через зазор в зацеплении являются значительными лишь в насосах с очень малыми величинами торцовых и радиальных зазоров. Потери через торцовый зазор составляют до 80% общих объемных потерь насоса, что обусловлено еще и тем, что в насосе присутствует четыре торцовых зазора, по два со стороны каждой шестерни. На рис. 1.4 представлен график зависимости утечек шестеренного насоса от величины торцовых зазоров [116] при рабочей температуре t=20-25C, давлении р=800МПа и оборотах п=4900 мин"1.
Методика проведения экспериментальных исследований
Теоретические исследования включали три этапа. Первый этап проводился с целью разработки метода определения интенсивности изнашивания торцовых поверхностей битумного шестеренного насоса. Приведенные в литературе данные по шестеренным насосам [18,19,80,83,108,116] не содержат рекомендаций по расчету изношенного материала на торце шестерни и торце сопряженной поверхности. Тогда как для битумного шестеренного насоса, работающего в абразивной среде, это является важным не только с теоретической, но и с практической точки зрения, что в дальнейшем позволило бы определить время работы насоса до его планового ремонта. Исследования на данном этапе проводились по следующему алгоритму: 1) определение критериев подобия и составление критериального уравнения для определения интенсивности изнашивания торцовых поверхностей шестеренного насоса при наличии абразивной среды; 2) определение критериев подобия и показателей степени, входящих в критериальное уравнение, с учетом таких свойств абразивного наполнителя, как твердость, размер и концентрация абразивных частиц, а также с учетом твердости изнашиваемого материала и коэффициента трения; 3) определение коэффициента трения; 4) вывод уравнения для определения коэффициента интенсивности напряжений в зависимости от микротвердости материала; 5) вывод уравнения для определения показателя степени критериального уравнения в зависимости от твердости материала, коэффициента трения, диаметра абразивных частиц, их концентрации и степени абразивности;
Исходными данными для расчета являлись: -глубина и ширина канавки, пропаханной абразивной частицей на торце детали; -концентрация абразивных частиц и степень их абразивности; -твердость испытываемых деталей; -профилограммы, снятые с торцовых поверхностей изношенной шестерни; -графики износа торцовых поверхностей деталей насоса, полученные в результате эксперимента; -гистограммы распределения размеров абразивных частиц. Выходными параметрами в результате расчета являлись: -зависимость для определения интенсивности изнашивания торцовых поверхностей битумного шестеренного насоса; -графики зависимости интенсивности изнашивания от коэффициента трения и размеров абразивной частицы;
Целью второго этапа являлось определение рациональных величин торцового зазора битумного шестеренного насоса. Это позволило выявить наиболее подходящую, с практической точки зрения, величину торцового зазора, при котором утечки через зазор будут минимальными. Исходя из предельно допустимых величин торцового зазора, впоследствии проводился расчет допусков контактирующих деталей.
На третьем этапе теоретических исследований проводилось определение времени работы битумного шестеренного насоса до его планового ремонта.
Исследования на данном этапе проводились по следующему алгоритму: 1) определение факторов, влияющих на ресурс работы шестеренного насоса; 2) определение максимально допустимого размера торцового зазора шестеренного насоса, при котором происходит падение производительности; 3) вывод уравнения для определения времени работы насоса до его планового ремонта, в зависимости от условий работы; Исходными данными для расчета являлись: -фактическая и расчетная производительность насоса; -вязкость перекачиваемой массы; -фактический размер торцового зазора; -давление нагнетания, используемое в процессе эксплуатации; -данные по эксплуатации битумных шестеренных насосов на предприятиях асфальтобетонной и кровельной промышленности; -эпюры скоростей течения жидкости в торцовом зазоре. Выходными параметрами в результате расчета являлись: -зависимость, позволяющая оценить размер предельного торцового зазора; -зависимость для определения времени работы битумного шестеренного насоса в процессе эксплуатации до его планового ремонта; -график зависимости времени работы насоса от давления нагнетания и фактической производительности.
Моделирование процесса абразивного изнашивания трущихся деталей
Теоретическая производительность в наиболее благоприятном случае достигается при перепаде давления Ар=0. С повышением давления на выходе насоса возникающий при этом перепад давлений между напорной и всасывающей сторонами насоса вызывает протечки, величина которых зависит от величины перепада давлений и зазоров между элементами ротора и охватывающего корпуса. Учитывая эти потери, выражение для производительности имеет вид:
В правильно сконструированном шестеренном насосе и при отсутствии кавитации объемные потери определяются исключительно величиной зазоров между сопряженными поверхностями рабочих органов и уплотняющих деталей и объемными потерями на всасывании, величина которых, как правило, мала.
Объемные потери состоят из потерь на всасывании и утечек через зазоры контактирующих деталей насоса. Основными составляющими внутренних потерь на всасывание являются:
В процессе эксплуатации насоса потери на всасывании могут изменяться в значительной степени, только лишь при износе всасывающего патрубка, что приведет к остановке магистрали и ремонту насоса. Отсюда следует, что величина потерь на всасывании является величиной незначительной.
Все расчетные зависимости для вычисления объема утечек определяются на основании доказанного Н. Н. Петровым положения о ламинарном характере движения жидкости в узких щелях [8]. Частное решение уравнения Рейнольдса позволяет определить величину расхода через дугообразную гладкую щель между вращающимися ротором и корпусом насоса (рис. 4.1).
Расчет утечек через радиальный зазор В окончательном виде зависимость, полученная для условий установившегося движения жидкости в щели, представляется формулой [84] где рнг - давление нагнетания; д - динамическая вязкость жидкости; Se -толщина зуба по дуге окружности выступов (рис.1); zk - число зубьев ротора, контактирующих с поверхностью насоса; со - угловая скорость, со = 2лп; п -число оборотов в минуту Dpacm, - диаметр расточки; De - диаметр окружности выступов зубьев ротора.
Возможны случаи, когда уплотняющим участком на поверхности зубьев является лишь линия смятия длиной 1 (рис. 4.2). При этом будут наблюдаться утечки жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания через щель, наибольшее раскрытие которой определяется величиной 83. Величина утечек через эту щель может быть найдена при помощи формулы для определения расхода через плоскую щель, в которую вместо ширины щели b и размера зазора должны быть подставлены их значения в соответствии с рис. 4.2. Тогда формула для расчета утечек через неплотности междузубового контакта примет вид [84]
Расчет утечек через неплотности междузубового контакта Торцовые зазоры между плоскими поверхностями вращающихся роторов и плоскостями уплотняющих деталей предусматриваются для обеспечения свободного вращения роторов в колодце корпуса.
В процессе работы действительные торцовые зазоры являются переменными. Изменения величины зазоров вызываются биением торцов шестерен, пульсацией давления в нагнетательном трубопроводе, отклонениями от плоскостности сопряженных торцов роторов и уплотняющих деталей, неровностями на торцовых поверхностях деталей, компрессией жидкости во впадинах зубьев и упругой деформацией поверхностей скольжения в зоне контактирования. Поэтому расчетная зависимость для потерь через торцовые зазоры должна включать их величины в качестве переменных функций.
Формула может быть упрощена, если полагать, что основная (расчетная) доля утечек приходится на участок торцового зазора, на внешней границе которого давление р=рнг- Для этого случая [84] где рнг - давление нагнетания; \i - динамическая вязкость жидкости; 8т - размер торцового зазора; Rt - радиус окружности междузубовых впадин; гг - радиус внутренней границы торцового зазора; /?нг - угол камеры нагнетания, рад; /?бС -угол камеры всасывания, рад.
Следует иметь в виду, что величина утечек представляет объем утечек лишь через один торцовый зазор.
Однако все приведенные в литературе формулы для расчета объемных потерь (утечек) были получены для шестеренных насосов, работающих в гидроприводах при температуре рабочей жидкости до 100С. Такие продукты перегонки нефти, как битум, гудрон, мазут в неразогретом состоянии не пригодны для перекачки и транспортировки. С повышением температуры вязкость битума и битумных эмульсий снижается. Вязкость зависит также от давления, увеличиваясь с его повышением. Изменение при этом вязкости может оказать значительное влияние на характеристики гидросистемы, поскольку даже при небольших изменениях давления от 0 до 40 МПа вязкость многих масел при нормальной температуре увеличивается примерно в три раза.
Поэтому при расчете (проектировании) насосов для перекачки битумов и определения объемных потерь необходимо учитывать реологическое состояние битумов в зависимости от температуры битума и его типа.
Изменение величины торцового зазора при изнашивании трущихся поверхностей
Однако, следует уточнить, что себестоимость насоса марки 4CR-SEF учитывает стоимость всего агрегата, куда входят насос, редуктор и двигатель, представленный насос не находится в продаже отдельно.
Как упоминалось, на одном предприятии в эксплуатации находится 20 насосов, перекачивающих битум с абразивным наполнителем, ремонт которых проводится каждые четыре недели. На ЗАО «РКРЗ» установлены насосы марки ДЗ-212. Стоимость ремонта одного насоса равна
Насос ремонтируется одним слесарем 5-го разряда, который затрачивает на разборку насоса 90 минут, сборку 45 минут. Тариф слесаря 5-го разряда равен 26,38 руб/ч, тогда затраты на оплату ремонта составят 84 рубля. Стоимость одного ремонта насоса марки ДЗ-212
Рдз(і) = 13500 + 8800 + 600 + 84 = 22 984 руб, тогда стоимость ремонта двадцати насосов равна: Рдз(20) = 20РДЗ(1)20 22984 = 459 680 руб. Так как ремонт насоса производится каждые четыре недели, то расходы на ремонт 20-ти насосов за год составят 116 Рдз = 12Рдз(2о) = 12 459680 = 5 516 160 руб. При проведении исследований было доказано, что ресурс работы насоса НШ-140 до его ремонта составляет не менее 1800 часов без значительной потери производительности, что приблизительно равно 10 неделям. Стоимость деталей для ремонта одного насоса марки НШ-140 составляет:
По формуле (5.1) определяем стоимость одного ремонта насоса НШ-140 Рнш(і) = 14842 + 14888 + 800 + 84 = 30 614 руб, тогда стоимость ремонта двадцати насосов равна Рнш(20) = 20РНШ(1)20 30 614 = 612 280 руб. Так как расчетное время до ремонта насоса составляет десять недель, то расходы на ремонт 20 насосов за год составят Рнш = 5РНШ(20) = 5-612 280 = 3 061 090 руб. Годовая экономия от внедрения нового оборудования составит П = Рдз - Рнш = 5 516 160 - 3 061 090 = 2 455 070 руб. Экономический эффект за расчетный период (1 год) определяется как разность между годовой экономией и расходами на внедрение нового оборудования:
Таким образом, реализация исследований только на ЗАО «Рязанский картонно-рубероидный завод» позволяет получить прибыль более 1,8 млн. руб. экономии в год.
При определении эффективности внедрения по сравнению с насосами марок ДЗ-212С и 4CR-SEF оценим стоимость необходимого числа насосов предприятию, при условии, что насос марки ДЗ-212С имеет срок службы до ремонта 12 недель, а насос марки 4CR-SEF имеет срок службы до окончания эксплуатации 50 недель. Стоимость 20-ти насосов марки ДЗ-212С и 4CR-SEF соответственно равна
РдС = 1,28 млн руб. и Р4ст? —7 млн руб., при этом стоимость ремонта насоса марки ДЗ-212С сопоставима со стоимостью ремонта насоса БШ-140, а насос марки 4CR-SEF не подлежит ремонту.
На основе проведения теоретических и экспериментальных исследований в диссертации решена актуальная задача повышения износостойкости деталей торцовых пар трения шестеренных насосов перекачивающих битумы, содержащих абразивные частицы. Эта задача имеет существенное значение для трибологии, а также для повышения производительности и долговечности битумных насосов, что подтверждается следующими результатами и выводами:
1. Предложена модель абразивного изнашивания, базирующаяся на физической природе процесса и учитывающая образование дефектной структуры приповерхностного слоя канавки, пропахиваемой абразивными частицами.
2. Получено уравнение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей деталей шестеренного насоса, износ которых влияет на величину торцового зазора. Установлено, что интенсивность изнашивания нелинейно зависит от коэффициента трения, размера абразивных частиц и твердости изнашиваемого материала.
3. Как показывают результаты регрессионного и корреляционного анализа, интенсивность изнашивания торцовых поверхностей трения шестерен и вставок битумных шестеренных насосов зависит от их твердости, при этом данные торцовые поверхности изнашиваются независимо друг от друга, поскольку в начале эксплуатации и в процессе работы насоса они разделены слоем перекачиваемой жидкости, содержащей абразивные частицы, что позволяет с новых позиций подойти к выбору материала трущихся деталей.
4. На основе сравнения средних величин износа установлено, что в качестве материала вставок целесообразно использовать сталь 45 или чугун А-ВПЧ-ХНММ с последующей термической обработкой (HRC 40...45). При этом величина суммарного износа пар трения «шестерня из стали 45» (HRC 40...45) - вставка из стали 45 или чугуна А-ВПЧ-ХНММ в 1,78 раза меньше, чем у пар трения, у которых вставки изготовляются из чугуна СЧ20.
5. Разработан испытательный стенд, моделирующий работу битумных шестеренных насосов в условиях эксплуатации и позволяющий проводить испытания натурных образцов шестерен и вставок на изнашивание в жидкой среде, содержащей абразивные частицы.
6. Выявлены зависимости, позволяющие оценить влияние размеров торцового зазора на производительность шестеренного насоса, а также определить величину максимально допустимого торцового зазора и времени работы шестеренного насоса до планового ремонта.
7. На основе проведенных исследований разработаны новые конструкции битумных шестеренных насосов, которые защищены патентами на полезные модели: патент №82792 (опубл. бюл. №13 от 10.05.2009г.), патент № 92919 (опубл. бюл. №10 от 02.02.2009г.). Экономический эффект от внедрения разработанных конструкций битумных шестеренных насосов составит более 1,8 млн. руб. в год.
