автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.09, диссертация на тему:Разработка и создание новых конструкций уплотнений для оборудования азотной промышленности

ГБ V»

П А.ПР 1995

Л\ОСКОВСКЛЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ХИМИЧЕСКОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ

На правах рукописи

КИСЕЛЕВ ГЕННАДИЙ ФЕДОРОВИЧ

РАЗРАБОТКА И СОЗДАНИЕ НОВЫХ КОНСТРУКЦИЙ УПЛОТНЕНИЙ ДЛЯ ОБОРУДОВАНИЯ АЗОТНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ

05.04.09 — машины и агрегаты нефтеперерабатывающих и химических производств

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва 1995

Работа выполнена в Акционерном обществе «Научно-исследовательский и проектный институт азотной промышленности и продуктов органического синтеза» АО ГИАП.

Официальные оппоненты

доктор технических наук, профессор ОЛЕВСКИЙ В. М. доктор технических наук, профессор ПЛАСТИНИН П. И. доктор технических наук, профессор ПРОДАН В. Д.

Ведущая организация — АООТ НПО Техэнергохимпром г. Москва

|^ащнта диссертации состоится «» апреля 1995 г. в « I \ » час. на заседании специализированного Совета Д053.44.01 при Московской Государственной Академии химического машиностроения (107884, Москва, Б-66, Старая Басманная, д. 21/4, ауд. Л-27).

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направлять по указанному адресу.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московской Государственной Академии химического машиностроения.

Автореферат разослан » —^».«О'уил!✓- 1995 г.

Ученый секретарь специализированного совета доктор технических наук, профессор

ТИМОНИН А. С.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность проблемы

В азотной промышленности, являющейся одной из подотраслей химической промышленности, применяется оборудование, в котором практически в каждой единице присутствует уплотнительный узел.

Применяются практически все известные типы уплотнений как для неподвижных, тан и для подвижных соединений - различные прокладки, манжеты, о- образные кольца, механические уплотнения,щелевые уплотнения, динамические уплотнения и т.п.

Особенностью уплотнительных узлов азотной промышленности является их использование в оборудовании высокого давления: в компрессорах высокого давления, насосах высокого давления, арматуре высокого давления, аппаратах высокого давления, трубопроводном транспорте высокого давления. Высокое давление уплотнительной среды накладывает свои решения на конструкции уплотнений и эти конструкции значительно <уличпются от обычных уплотнительных узлов широко применяемых в различном оборудовании.

Основным отличием уплотнений высокого давления является применение наборных (каскадных) уплотнений, состоящих из нескольких' единичных элементов известных типов уплотнений,например, поршневых колец, о- образных колец, трапецеидальных сальниковых уплотнителей.

Исследования каскадных уплотнений, опубликованные в- ряде работ Секуновой О.Н., Ушакова И.С., Завойко A.M., Новикова И.И.,Энг-•лиша К., Анисимова С.А., Века В., Трутновского К. и др. открыли некоторые закономерности в механизме работы отдельных составляющих элементов в целом каскаде . Эти работы-дали большой толчок в развитии уплотнительной техники, особенно для высокого давления.В патентных фондах имеется огромное количество изобретений по уплотнительной технике.

Вместе с тем развитие техники создания -компрессоров высокого давления, насосов высокого давления, аппаратуры требовало разработки все новых к новых конструкций,отвечающих самым высоким требованиям по надежности, долговечности и экономичности. Эти проблемы решались различными путями, основными из которых были - разработка специальных материалов, особенно полимерных, разработка новых конструкций динамических уплотнений, разработка -новых смазочных материалов. Огромное влияние на разработку новых уплотнительных узлов оказало создание компрессоров, работающих без смазки. В настоящее время сухие уплотнения работают в промышленном оборудовании лаже при вращательном движении с большими окружными скоростями.

Разработка высоконадежных конструкций компенсационных сальниковых уплотнений для подводных и надводных переходов магистрального аммиакопровода потребовала решения задачи создания сальникового уплотнения, работающего по необработанной поверхности трубопровода и, что особенно важно, без ремонта в течение 10 и более лет, т.к. доступ к находящемуся под землей аммиакопроводу затруднен.

Анализ использования уплотнений в оборудовании азотной промышленности показал, что для подвижных соединений высокого давления уплотнительные узлы разрабатываются, как правило, каскадного типа, а уплотнительньш элементом в том или ином виде являются поршневые кольца, сальниковые металлические уплотнения, торцевые уплотнения и сальниковые уплотнения из резиновых уплотнительных элементов различной конфигурации.При этом оборудование как правило насыщено уплотнениями.

Так Например, на одном только компрессоре высокого давления производства аммиака установлено до 18 самых ответственных многокаскадных уплотнительных узлов. Практически 60 X остановок оборудования связано с ремонтом уплотнительных узлов компрессоров, центробежных- и плунжерных насосов в/д.

В технике высокого давления - нарушение герметичности - основ ная причина отказа. Несмотря на значительный прогресс в области уплотнительной техники не создано абсолютно надежного уплотнения. Большое число иностранных фирм работает в этой области. Получили большое распространение специализация фирм: по материалам,конструкциями , уплотнительным устройствам для различных уплотнений в различных условиях. Наиболее известные производители уплотнений -это фирмы Бургманн в Германии, Пасифик в Германии, Флексибокс в Англии, Силол в США, в Индии, йрейн Пекинг в Англии, Джон Крейн в Англии и др. В Российской Федерации специализированными заводами являются 'завод в т.Нальчике и завод в г.Дзержинске, выпускающие механические торцовые уплотнения, а также ряд насосных заводов, имеющие собственные производства уплотнений.

-Всё без -исключения фирмы работают в области совершенствования уплотненийс единственной целью - увеличить ресурс работы, повысит! долговечность й надежность.

В химической промышленности, перенасыщенной уплотнительными устройствами, проблема повышения надежности и долговечности - одна из важнейших.

Цель работы

Целью работы является изучение механизма работы и распределение давления по многокаскадному уплотнению высокого давления при уплотнении постоянного и переменного давления, изучение механизма работы единичного уплотнительного элемента при переменном уплотняемом давлении, изучение течения газа в узких щелях(как при постоянном, так и переменном давлении, и создание теоретических основ расчета разгруженного от действия переменного давления многокаскадного уплотнения высокого давления, разработка новых конструкций уплотнений повышенной надежности о учетом связывания конструкций многокаскадных уплотнений с механизмом.работы как всей конструкции, так и составляющих ее элементов при высоком давлении, а также создание компенсационных сальниковых уплотнений для подводных и надводных переходов магистрального аммиакопровода Тольятти-Одесса. Задача создания компенсационных сальниковых уплотнений, работающих на необработанной трубе аммиакопровода.в течение 15 лет без ремонтов решена в России и СНГ впервые. Она позволила создать надежные конструкции аммиакопровода.

Научная новизна диссертационной работы

- Установлен на основании экспериментальных-исследований механизм работы и распределение перепада давления.по. многокаскадному уплотнению как при,постоянном, так и при,переменном.давлении,который показал, что основное падение,давления, по,. длине^ многоступенчат того, уплотнения происходит либо на последнем уплотнитдэ.тьном элементе при постоянном, давлении, ли(5о на первом уплоулизчэльном, элементе - при переменном давлении, либо и на первом, и. на послелог по/ работе в условиях переменного давления, и.высоком давлении всасывания.

- Установлен механизм работы единичного, уплотнительного. элемента, при переменном давлении. При,этом,экспериментально и теоретически доказано, что несмотря, на основное, преломление пульсирующего давления на первом уплотнительном,элементе, возможно создание, таких, конструкций уплотнителей, которые не. будут, увеличивать, силу, трения, при повышении давления. Данные эксперименты;выполнены.впервые а, практике отечественных,исследований. Автору неизвестны аналогичные иностранные. пу$лщ&цт,

- В,течение длительных.(более Ю лет), экспериментов доказана, врэмряность создания, компенсационных, сальниковых, уплотнений-, для, работь! по, необработанной' поверхности трубопроводов, в. условиях, их,. перемещения.

- Разработана методика исследования единичного уплотнитель-ного элемента при переменном давлении.

- Изучены закономерности течения газа в узких щелях при постоянном и переменном давлении. Установлены потери амплитуды пульсирующего давления на входе в узкие щели как для жидкости, так и для газов.

- Теоретически обоснован механизм разгрузки уплотнений высокого давления. Выведены обобщающие зависимости.

- Установлены на основании результатов аналитических и экспериментальных исследований соотношения геометрических размеров уплотнений различных типов.

- Испытаны перспективные опытные конструкции уплотнений для насосов в/д, компрессоров в/д, магистральных трубопроводов, механических уплотнений центробежных насосов.

Новыми являются:

1. Патентнозащитенные конструкции уплотнительных устройств компрессоров в/д, насосов в/д, трубопроводов широко внедренные в промышленность.

2. Впервые созданные в СССР уплотнительные компенсационные сальниковые уплотнения для магистрального аммиакопровода.

3. Конструкции и методы расчета уплотнительных элементов,работающих при переменном давлении.

4. Конструкции подводных и надводных переходов аммиакопровода.

5. Построение модели разгрузки уплотнительного элемента при переменном давлении. Экспериментальное его подтверждение на основе измерения силы трения при переменном давлении перед уплотни-тельным элементом.

6. Экспериментальное обоснование эпюры давления в подвижном зазоре уплотнения при постоянном давлении без смазки.

7. Конструкции сальниковых уплотнений с предотвращением заноса масла в цилиндры компрессоров для компрессоров без смазки.

8. Конструкции разгруженных сальников насосов.

9. Новые конструкции механических уплотнений.

Практическое значение и реализация

По выполненным научным" разработкам созданы новые конструкции, уплотнений для оборудования высокого давления (компрессоров с/д, насосов в/д, механические торцовые уплотнения, уплотнения для магистрального аммиакопровода). Рекомендации по конструкциям обобщены в рамках нормативно-технических материалов или заложены в псоектные решения (аммиакопровод),утвержденные Госстроем СССР.

Около 30 % парка поршневых компрессоров высокого давления азотной промышленности было переведено на разработанные новые конструкции поршневых уплотнений.

В промышленности широкое внедрение получили новые конструкции поршневых колец, сальников, механические уплотнения. Создано и внедрено на трассе аммиакопровода компенсационное сальниковое уплотнение на подводных и надводных переходах через крупные реки и питьевые каналы (около 100 переходов). Экономический эффект от внедрения только одного компенсационного сальника составил около 800 тыс.руб. в ценах 1980 года. Общий экономический эффект, подтвержденный актами внедрения превышает 5 млн.руб. в ценах 1980 г., или 8 млрд.руб. в ценах 01.01.94.

Организовано изготовление широкого класса механических уплотнений для насосного оборудования на Новомосковском производственном филиале фирмы "Агрохимреммаш". В основу изготовляемых конструкций заложены технические решения, рассмотренные в данной диссертации.

Апробация работы

Основные положения диссертации изложены в трех монографиях по техническому обслуживании и ремонту поршневых компрессоров, центробежных насосов и компрессоров. Опубликовано более 50 научных публикаций, 43 авторских свидетельства. По результатам проведены разработки руководящих технических материалов, сделаны доклады на двух международных конференциях и трех всесоюзных конференциях.

На защиту представляются научные и практические результаты выполненного комплекса работ, явившиеся основой.для разработки и создания новых конструкций уплотнений с повышенной надежностью и долговечностью для оборудования азотной промышленности, а.такие перспективные изобретения и новые конструкция компенсационных сальниковых уплотнений для магистрального аммиакопровода.

Автор защищает новые представления по механизму нагружения единичных уплотнительных элементов в многокаскадном уплотнении высокого давления, теоретические и практические результаты по разгрузке уплотнений высокого давления, полученные на примере оборудования азотной промышленности, а также практические конструкции новых уплотнений внедренные и работавшие в промышленности.

Структура и объем работы

Диссертация состоит из введения, сет глав, заключения,приложений, списка литературы из 230 наименований. Объем работы (без приложений и литературы) 215 страниц машинописного текста, э том числе 108 рисунков.

Основное содержание работы

Во введении показана .актуальность-темы, обусловленная широким распространением уплотнительных устройств в оборудовании азотной промышленности, малой изученностью и недостаточным развитием теории, обосновывавшей их работу и расчет с учетом особенностей работы в условиях высокого давления и использованием в основном каскадных (многокамерных) уплотнительных устройств.

Сформулирована цель работы, дан перечень положений, которые выносятся на защиту.

Показана новизна в решении проблемы, отмечены достоинства основных научных положений и выводов, а также практическая ценность результатов работы.Приведены нормативно-технические материалы внедрения разработок и результата апробации работы.

В главе X рассмотрены практически все типы и конструкции уплотнений, применяемые в азотной промышленности для оборудования высокого давления. Показаны условия их работы. Приведен обзор литературы и конструкций.

Отмечено, что несмотря на многообразие конструкций каскадных уплотнений не существует обоснованных принципов их конструирования. Главным критерием применения той или другой конструкции является практика эксплуатации. Наибольшее распространение получили конструкции, которые традиционно обеспечивают работоспособность уплотнительных узлов. Обычным в практике эксплуатации уплотнений в азотной промышленности является невозможность определить причины выхода из строя уплотнительных узлов аналогичных конструкций эксплуатирующихся в одинаковых условиях при том, что имеется большое их количество работающих нормально.

Некоторые исследователи указали на произвольность протекания процессов при работе уплотнительных элементов в каскадном уплотнении, при которых отдельные элементы из всего набота прирабатываются лучше, но тем самым воспринимают в процессе дальнейшей работы большие нагрузки.

Рассмотрены конструкций, в которых авторы с помощью различных дополнительных устройств, создавали в каскадном уплотнении принудительно равномерное распределение давления по камерам уплотнения. Однако эти конструкции практически не применяются в действующих машинах. Вместе с тем ряд конструктивных решений по делению наборного уплотнения на .секции с подводом различного давления довольно широко применяется в современном машиностроении.

Обзор конструктивных решений показывает, что принципы создания уплотнительных узлов высокого давления исходят из традиционно проверенных конструкций, которые показывают удовлетворительные результаты в эксплуатации.

Между тем основой для разработки каскадных уплотнений высокого давления должно являться знание механизма работы многосекционного уплотнения: включающий анализ силовых факторов на каждый уплотнительный элемент в наборе, зависимость силовых факторов от действия постоянного или переменного давления' при работе в условиях смазки или ее отсутствии.

На основе анализа механизма работы каскадных уплотнений и единичных уплотнительных элементов как при действии постоянного, так и переменного давления в дальнейшей работе предлагается конструкции новых уплотнительных узлов.

Во второй главе рассмотрен механизм многосекционных конструкций уплотнений при высоком давлении и возвратно-поступательном .движении. Опытная часть этой главы представлена результатами измерения давления в отдельных камерах каскадного уплотнения при уплотнении как постоянного, так и переменного давления при применении в качестве уплотнителей гибких баббитовых и фторопластовых элементов. При этом проанализированы результаты экспериментов, полученные в ряде других работ. Начиная с 1952 г. стали проводиться исследования применительно к уплотнениям высокого давления, позволившие объяснить многие особенности их работы. Опыты с наборами как жестких, так и гибких уплотнительных элементов в камерных самоуплотняющихся сальниках, проведенные К. Трутновским, В.Веком, 0.Н.Секуновой, И.С.Ушаковым показали, что основным недостатком работы этих уплотнений является неравномерное распределение давления по уплотнитель-нш элементам. Вывод о том, что из всего набора уплотнительных элементов уплотнение осуществляется одним кольцом, является основным в проведенных исследованиях. При исследовании работы уплотнения на постоянном давлении было установлено, что обычно самым нагружённым оказывался последний уплотнительный элемент.

При работе сальникового уплотнения возможно перераспределение давления по уплотнительный кальцам. В случае уплотнения постоянного давления основное падение давления, которое в начальный период приходится обычно на последний уплотнительный элемент (со стороны низкого давления) перемешается на предыдущие уплотнитеяьные элементы.

Неравномерность нагрузки на уплотнительные элементы вызывает и неравномерный их износ.

При уплотнении постоянного давления Диффенбах фиксировал•наибольший износ на уплотнительных элементах со стороны низкого давления.

В отличие от работы при постоянном давлении уплотнение,работающее при переменном давлении, ведет себя иным образом. Механизма распределения давления по уплотнительным элементам отличаются. Индициро-вание камер сальников, проведенное Джонеcow, фирмой Гетце, показало, что пульсация давления воспринимается первым уплотнительным элементом, нагружая его значительно больше других. Эти же данные подтверждают опыты с поршневыми кольцами, выполненные К.Энглишом. В диссертации рассмотрен и третий случай распределения давления по уплотнительным элементам. Показано, что в сальниковом уплотнении с переменным противодавлением при больших величинах давления всасывания перепад давления установится по уплотнительным элементам так: пульсирующее давление всасывакия-гнагнетания придется на первый уп-лотнительный элемент, а за ним установится давление всасывания. Перепад давления от всасывания до атмосферного придется на последний уплотнительный элемент. Таким образом в этом случае как бы объединяются случаи работы уплотнения при постоянном и при переменном давлении.

Непосредственно с сальниковыми уплотнениями таких опытов произведено не было. Однако, изучение износа набора поршневых колец в таком режиме давления, проведенное С.А.Анисимовым, косвенно его подтверждает. Аналогичные данные по износу наполненных графито-капролоновых поршневых колец получены в экспериментах дайной работа. На рисЛ приведены обобщенные кривые падения давления по многокамерному уплотнителю высокого давления для различных режимов работы полученные в экспериментальной части работы. В зависимости от режима давления перед уплотнением возможны три варианта работы уплотнительных элементов (рис.2).

Первый - когда уплотняется газ или жидкость постоянного давления. При этом возможно, что на одном из уплотнительных колец набора удельные давления будут чрезмерными. Например, при уплотнении газа с давлением 300 бар в циркуляционном компрессоре удельное давление может достигать величины 150 кг/см", что вызовет быстрый износ и заедание поверхностей скольжения.

Второй вариант - когда давление уплотняемой среды перед сальником пульсирует со значительной амплитудой колебания. В таком режиме работают сальники последних ступеней компрессоров высокого давления,дожимающих компрессоров и насосов,где амплитуда пульсации давления достигает 100-300 бар. (Кривая б).

Рис.. I. Возможные случаи распределения давления по.длине многокамерного уплотнения с самоуплотняющимися элементами при уплотнении: а - постоянного давления; б - переменного давления; в - переменного давления с большим давлением всасывания

. При утечках через уплотнение характер падения давления будет 'несколько отличаться от кривой I и 4 и приблизится к кривой 2 и 3. Однако и в этом случае максимальный перепад давления приходится на последнее либо первое по ходу газа уплотнителъное кольцо.

При изучении работы уплотнения дожимающего компрессора двойного .действия, колебания давления в котором достигали 150-400 бар и сальник имел выход в атмосферу оказалось, что распределение давления по уплотнительным элементам является более сложным (третий случай). Первые уплотнительные элементы устраняют пульсации давления и воспринимают значительную часть нагрузки от колебаний давления с Рвса0 до Рндгн , а установившееся постоянное давление нагружает последний .уплотнительный элемент (рис.1, кривая 5). Испытывались баббитовые и фторопластовые уплотнительные элементы, установленные в отдельные камеры, к которым подсоединялись манометры. Практически полное совпадение с описанным распределением давления по камерам сальника наблюдалось при работе уплотнения с малой утечкой.

При значительных утечках через сальник, распределение давления отличалось от^предполагаемого: практически на каждом уллотнительном элементе наблюдалось падение давления, но все же наибольший перепад приходился на первый и последний элементы (рис.1, кривая 6). В этих же опытах наблюдалось постепенное перераспределение перепада давления по уплотнительным элементам по мере их износа. Так же как и для сальниковый колец для поршневых колец установлено, что распределение давления по отдельным уплотнительным кольцам даже в идеальном случае (при однородных кольцах) является неравномерным. Если исходить из теоретических расчетов течения газа при постоянном и переменном давлении, то основные потери давления должны ожидаться на последнем или.первом кольцах.

Но на распределение давления могут оказывать влияние и другие причины. Вследствие неоднородности обработки не все кольца в поршневом уплотнении имеют одинаковые площади прохода для газа. Коль-

ахш

РтЧ* И

ца, имеющие большую площадь, разгружаются, а наиболее плотные кольца вынуждены нести почти всю нагрузку. Риски, образующиеся на отдельных кольцах, разгружают их и меняют распределение давления.

Таким образом, в реальном многокамерном уплотнении-незначительные дефекты изготовления, сборки, а, также приработка приводят к тому, что отдельные кольца становятся негерметичными, так что фактически в таком уплотнении весь перепад давления воспринимают несколько самых плотных колец. При уплотнении газа с высоким рабочим давлением максимальный перепад давления, а следовательно■и удельное давление, при котором вынуждено работать самое плотное кольцо, может оказаться чрезмерным и привести к повреждению кольца, появлению заедания или сквозных рисок на уплотнительной поверхности подвижного стыка. Это вызывает, во-первых, перераспределение давления на оставшиеся кольца, и перемещение действия максимального перепада давления на другое наиболее плотное кольцо и,во-вторых, резкое увеличение утечки, так как пропуск газа теперь будет определяться уже другим, менее плотным, кольцом. Если перепад давления и для .этого кольца будет чрезмерным, то описанный процесс повторится и подобное перераспределение давления будет происходить до тех пор, пока оно не станет благоприятным для работы уплотнения, т.е. более или менее равномерным.

Если основываться на приведенном механизме работы, то получится, что распределение давления по отдельным кольцам устанавливается по мере их приработки и этот процесс протекает самопроизвольно. При существующих конструкциях самоуплотняющихся многокамерных уплотнений невозможно оказать какое-либо влияние на процесс приработки. иногда он протекает благоприятно, и тогда уплотнение работает хорошо, иногда - неблагоприятно, и уплотнение довольно быстро выходит из строя.

Предложенный механизм объясняет нестабильность работы сальниковых уплотнений и поршневых уплотнений, собранных по одной и той же технологии на одной и той же машине. Он показывает также, что одним из основных недостатков существующих конструкций сальников и поршневых уплотнений является неравномерное распределение Давления по уплотнительным элементам. Однако этих выводов недостаточно для утверждения перегрузки отдельных уплотнительных элементов при восприятии всего перепада давления без изучения механизма нагружения и силы трения единичных уплотнительных элементов. Особенно это связано с воздействием переменного пульсирующего давления на силу трения, оказываемую уплотнителем на трущуюся поверхность.

В главе Ш рассмотрен механизм работы единичного уплотнитель-ного элемента'многосекционного уплотнения.

Уплотнительные кольца, являясь дроссельным элементом, одновременно работают и как пара трения. Надежная работа трущейся пары в режиме граничного трения, который, как правило, соответствует работе уплотнительного элемента в конструкциях высокого давления зависит от многих условий, главными из которых являются скорость скольжения и удельное давление.

В литературе отсутствуют данные о критических величинах удельных давлений для уплотнительных колец. Если ориентироваться на детали, работающие в аналогичных условиях (ползуны крейцкопфов и опорные пояски поршней), то величина этих давлений незначительна и составляет 3-6 кгс/см'.

Экспериментального определения величины удельного давления уплотнительного кольца на шток вследствие отсутствия методики не проводилось, и оно обычно определяется расчетным путем. При расчете необходимо учитывать не только силу, прижимающую уплотнительное кольцо, к поверхности штока, но и. усилие, отрывающее кольцо от штока, которое создается давлением уплотнительной среды, проникающей в уп-лотнительный стык. Для этого необходимо знать характер распределения давления уплотняемой среды по длине уплотнительного стыка. О распределении давления в уплотни.тельном стыке имеется несколько точек зрения.

При режиме жидкостного трения характер распределения давления в подвижном уплотнительном стыке может быть представлен кривой I (см.рис.2). В этом случае все давление на трущуюся поверхность кольца воспринимается давлением масла, возникающем в стыке в результате скольжения уплотнительных поверхностей.

В режиме граничного трения, когда через зазор проникает некоторое количество газа и если зазоры для прохода в уплотнительном стыке очень малы и кольца достаточно широкие, то течение газа в йих должно подчиняться законам течения газа в длинных трубопроводах с трением и давление в зазоре будет распределяться по кривой 2. При течении жидкости в зазоре давление падает по кривой 3. При режиме работы с сухим трением на самосмаэывающихся материалах распределение давления в зазоре можно условно охарактеризовать условной кривой 4, возможность которой отражает степень герметичности, достигаемой в данном зазоре.

При уплотнении переменного давления механизм работы уплотнительного элемента не может быть-приравнен к механизму работы при постоянном давлении. Исследований влияния переменного давления на

Рис.2

силу трения единичного уплотнителя до выполнения настоящей работы не было. Для оценки работы уплотнительного элемента при переменном давлении было .принято, что влияние пульсирующего давления на уплот-нителтиЯ элемент (см.рис. 2) определяется возможностью проникновения пульсации давления, имеющейся перед кольцом и штоком и в пространство 3 через торцевой зазор 2.

Соотношение интегральных величин проникающего в зазоры I и 3 давлений мовет привести либо к:

1) перегрузке кольца в случае, когда изменение давления в пространстве 3 соответствует изменению давления перед кольцом, а изменение давления в зазоре I происходит с отставанием по времени от изменения давления перед кольцом;

2) разгрузке кольца, в случае, когда изменение давления в пространстве 3 не соответствует изменению давления перед кольцом из-за большого сопротивления торцевого зазора 2, а изменение давления в зазоре I вызывает отжатие кольца от штока;

3) нормальной работе кольца, в случае, когда изменение давления над кольцом совпадает с изменением давления под кольцом. В этом случае уплотнительный элемент прижимается к штоку с переменной силой, соответствующей, то минимальной величине давления, то-максимальной величине давления.

С целью изучения работы уплотнительного элемента при переменном давлении и определения создаваемой им на шток силы трения б^-; создана специальная установка.

На установке возможно изменять силу трения уплотнительных элементов при постоянном и пульсирующем давлении. Опытное уплотнение

состоит из двух уплотнительных элементов меяду которыми подводится давление. Уплотнительные элементы выполнялись, как правило, из са-мосмазывагащегося материала.

Подводящееся в пространство между колец давление измерялось с помощью манометра и записывалось при помощи датчика давления на осциллограф Н-700. Утечка газа через уплотнительные элементы измерялась с помощью газового счетчика.

Для измерения сил трения уплотнительных элементов по штоку в разрыв штока вставлен тензометрический силомер, регистрирующий силу трения с помощью проволочных датчиков на осциллографе Н-700. Для регистрации мертвых точек установлены два контакта в крайних положениях, замыкаемые корггугом си*омера. Сигнал от замыкания поступает через тензометрическую станцию, также на осциллограф.

Подача газа с пульсирующим давлением производилась от параллельно работавшего компрессора. С целью обеспечения подачи не загрязненного смазкой газа компрессор был выполнен с поршневыми кольцами из самосмазывающегося материала и не требовал смазки.

Для усиления сигналов от тензометрических датчиков использована тензометрическая станция УТС-1-ВТ-12.

В экспериментальной части подтверждены основные режимы работы единичного уплотнения при переменном и постоянном'давлениях. При уплотнении постоянного давления фиксировалось увеличение силы трения по мере повышения давления (рис.3).

Опыты по измерению силы трения при постоянном давлении являлись эталонными опытами, с которыми можно сравнивать значения и характер изменения силы трения при пульсирующем давлении.

При проведении опытов с пульсирующим давлением были выбраны для сравнения постоянные перепады давления 16,7 бар - 25,05 бар и 25,05 - 33,4 бар, частота которого в одной серии опытов была равна 2,1 герц, что соответствовало числу оборотов пульсатора 125 об/мин; в другой серии опытов эта яе постоянная по амплитуде пульсация газа была подведена к уплотнительным кольцам с частотой 4:35 герц,что соответствовало числу оборотов пульсатора 260 об/мин.

В первых опытах по измерению силы трения уплотнительные кольца были установлены в камеры с большим торцевым зазором 0,4 мм. Это создавало условия беспрепятственного распространения пульсации в пространство над кольцами. Образцовые манометры, установленные для измерения давления в камерах над уплотнительными кольцами показывали строго одинаковую пульсацию давлечия с манометром, измерявши давление в зазоре меяду уплотнительными кольцами. В этих опытах давление колебалось с частотой 2,1 геош от 16,7 бар до 25,05 бар.

Рис.3. Измерение силы трения в зависимости от уплотняемого давления

В данных опытах с пульсирующим давлением наблюдалось следующее: сила трения, получаемая при переменном давлении 16,7 - 25,05' бар укладывалась между значениями силы трения, полученными для постоянного давления 16,7 бар и 25,05 бар. При достижении давления 25,05 бар соответственно и сила трения достигала значения, полученного при постоянном давлении 25,05 бар.

Следующий опыт был проведен при частоте подачи пульсирующего давления в два раза больше (4,35 герц). В этом случае число оборотов пульсатора составляло 260 об/мин, что обеспечивало полный цикл измерения давления от минимального до максимального за один ход штока опытного уплотнения. Амплитуда пульсирующего давления в этом опыте поддерживалась от 25,05 бар до 33,4 бар.

Диаграммы сил трения, представленные для этого опыта на рис.4 показывают, что при достижении максимума давления сила трения также достигает максимального значения, соответствующего записанному при постоянном давлении.

Обобщая результаты этих опытов следует отметить, что действие пульсирующего давления на уплотнительный элемент, установленный с большим торцевым зазором, вызывает плавное изменение силы трения от значения соответствующих минимальному давлению до значений,соответствующих максимальному давлению.

Следующий опыт был проведен с измерением силы трения при пульсирующем давлении перед уплотнительным элементом, установленным с малым торцевым зазором в камеру (рис.5).

1 1 i '

2Г J Л>/ 'ñ ■«¿js»,L T.yz / • •- ___ "■ 1 .1

К. ?" s к< У (4\ í ¿"'i

S.3S ш V i i

V 1 J *Га ЭД 1 1. К 1 I" 1 -1-1 ■

амплитудой 25,05 - 33,4 бар

Наблюдаемое изменение силы трения дйя этого случая характерно тем, что в момент повышения давления перед кольцом (участок 1-2) происходит резкое уменьшение силы трения до значений, соответствующих минимальному давлению.

Экспериментальные данные свидетельствуют о том, что при уменьшении торцевого зазора между кольцом и стенкой камеры изменение величины давления в надкольцевом пространстве происходит с некоторым запаздыванием по отношению к изменения величины давления в подвижном стыке. При этом чем больше сопротивление торцевого зазора, тем меньше амплитуда и больше_фазовый сдвиг давления в надкольцевом пространстве. В результате этого явления в какой-то момент движения поршня происходит некоторое разгружение уплотнительного кольца от сил давления и средняя (за полный цикл изменения давлений в камере сжатия) величина силы трения в этом случае становится близкой к величине силы трения при постоянном давлении, соответствующем минимальной величине.

На основании полученных в данных опытах результатов возможно во-первых, разрабатывать уплотнительные элементы, которые при работе в режиме пульсирующего давления не будут увеличивать силу прижатия к поверхности трения в период повышения давления и во-вторых, разрабатывать уплотнения, перед которыми за счет бесконтактного щелевого уплотнения с определенным свободным объемом размещенным перед уплотнительными элементами значительно уменьшается величина уплотняемого давления и облегчаются условия работы всего каскадного уплотнения.

В главе ТУ описаны исследования разгрузки многосекционного уплотнения от действия пульсирующего давления.

При этом под разгрузкой понималось уменьшение пульсации давления передающейся к уплотнению.

Устранение передающей пульсации от цилиндра к уплотнению достигалось с помощью дроссельного кольца (втулки) и свободного объема эа ней..

Эти опыты были проведены как при сжатии газа, так и при сжатии жидкости.

Пульсация давления, получаемая в цилиндре компрессора на специальной установке, гасилась в дроссельной втулке с подсоединенным за ней свободным объемом. Меняя в опытах величины свободного объема удавалось для данной дроссельной втулки получать почти постоянное давление перед сальником. В опытах менялись длины дроссельных втулок и величины зазоров между штоком и втулкой. Пульсация давления в

цилиндре поддерживалась от 50 до 150 бар. Чтобы получить сравнимые результаты, опыты проводились для всего диапазона перепада давлений и длин втулки с одним и тем яе зазором (в опытах соотношение ^/Д менялось за счет постепенного укорачивания втулки с торца). При очень малых значениях приходилось переходить на дроссельные

втулки с меньшими зазорами, при больших ¿/^ удовлетворительная работа наблюдалась при значениях во всем диапазоне зазоров от 0,02 до 0,06 мм. Наблюдения за пульсацией давления до дроссельной втулки и после нее велись с помощью датчиков давления, осциллографа и тен-зометрической станции. Опыты начинались при очень малой величине свободного объема газа в буферной емкости (!£„ =5 см'). Увеличение объема производилось до тех пор, пока за дроссельной шелью не получалось почти постоянное давление (остаточная амплитуда "5-10 бар).

На рис.6 приведены опытные значения пульсации давления после втулки перед уплотнением, для различных условий экспериментов.

Абсолютная величина давления за дроссельной втулкой всегда меньше среднего значения "всасывание-нагнетание". В опытах по изучению течения газа через щель при переменном давлении было установлено, что с помощью гладкой дроссельной втулки на входе в шель снимается 1/5 часть перепада давления, имевшегося до щели. Определение величины давления, теряемого на входе в дроссельную щель, имеет большое значение для оценки разгрузки уплотнения. Для определения этой величины был проведен опыт при постепенном увеличении -пульсации перед щелью с измерением давления за дроссельной втулкой, которое поддерживалось постоянным. Опытные данные сведены в таблицу.

Рис.6. Опытные значения пульсации да^енил после дроссельной втулки при различных значениях свободного объема задней. Кол^бан^я давления на вхоле в дроссельную шель 50-150-- бар,

Таблица

Давление до щели,

бар 55-100 60-120 65-130 50-150 50-175 60-160 60-190 50-200

Давление после

щели,бар^_75 75 -85 87 90 95 105 105

Была изучена возможность еще большего понижения давления перед уплотнением и приближение его значения к величине давления всасывания; в этом опыте применялись лабиринтные втулки одинаковой длины. Перед втулками поддерживалась пульсация давления 50-100 бар, за втулками пульсация давления постепенно уменьшалась за счет постепенного увеличения свободного объема.

На рис.7 приведены результаты опытов для трех профилей лабиринтных канавок. Наиболее эффективным оказался профиль в виде равностороннего треугольника. При работе с такой дроссельной втулкой давление перед уплотнением было на 35 % ниже среднего значения "вса-

ния давления оказался приблизительно тем же (35-36 %). В дальнейшем была проверена работа лабиринтной дроссельной втулки с треугольным

Рис.7. Затухание пульсации давления, полученное после дроссельных втулок с различными профилями лабиринтных канавок при пульсации на входе 500-100 бар.

«

сывание-нагнетание". Работа этой лабиринтной втулки была проверена и при перепаде давления перед ней от 50 до 150 бар. Процент пониже-

профилем при значительном увеличении ее длины по ^/Д = 6. Эффект понижения давления за счет такого большого увеличения длины втулки оказался незначительным. Процент понижения давления возрос до 40.

Исследования действия дроссельной втулки со свободным объемом за ней при сжатии жидкости были проведены на насосе высокого давления Опыты по замеру пульсации перед уплотнением и разгрузке уплотни-тельных элементов насоса производились на дроссельной втулке, у ко-, торой зазор со штоком составлял $ = 0,03 мм. Отношение менялось от 2,1 до 1,0 при одном и том же зазоре. Опыт с каждой дроссельной втулкой производился при разных величинах перепада давления в цилиндре: 0-50 бар, 0-100 бар, 0-125 бар, 0-150 бар. Колебания давления записывались на пленку осциллографа.

На рис.8 показаны сводные графики падения амплитуды колебаний давления перед уплотнением насоса при увеличении свободного объема для различных /

•Лг +о га *о /Г« wie *9 *а Л We 4> *-в rfo />в

_ ___к. А.'У

Рис.8. Опытные значения пульсации давления перед сальниковым уплотнением насоса, полученные при амплитудах колебаний давления в цилиндре насоса: 50, 75, 100, 125 и 150 бар.

При работе с гладкими дроссельными втулками было.замечено, что, обычно, за дроссельной втулкой при устранении пульсации поддерживалось давление равное 1/3^Рвс.^ рнагн^ (рис.9).

Как видно из рис.9, разгрузка уплотнительных элементов насоса при наличии перед ними дроссельной втулки о подключенной за ней буферной емкостью заключается не только в сглаживании колебаний давления, но и в снижении действующего на них давления.

Рис.9. Наблюдавшееся в опытах давление после дроссельных втулок, установленных перед сальником насоса.

Полученные в главе И! результаты по разгрузке единичных уплотни-тельных элементов от действия на них пульсирующего давления и результаты по уменьшению амплитуды пульсирующего давления перед многосекционным каскадным уплотнением показывают новые направления в разработке конструкций уплотнений машинного оборудования. Вместе с тем они также показывают, что принципиальные схемы для проведения их анализа как в первом, так и во втором случае практически одинаковы.

В главе У приведены результаты опытов по течению газа в щелях при постоянном и переменном давлениях.

Продувка различных по геометрии концентрических к эксцентрических зазооов позволила определить значение коэффициентов гидравлического сопротивления (рис.10).

Рис.10. Зависимость коэффициента сопротивления шели от числа построенная на основании опытных данных

При создании пульсирующего давления перед щелью было установлено, что через дроссельную втулку имеется два течения: одно в сторону уплотнения при повышении давления в цилиндре (цикл наполнения) и другое в обратную сторону - в сторону цилиндра (цикл истечения).

Течение газа через узкие щели с достаточным свободным объемом за дроссельной щелью показало, что на входе в узкие щели теряется значительная часть (до 20 %) амплитуды пульсирующего давления, и тем самым давление, устанавливающееся в объеме за дроссельной щелью значительно ниже среднего давления "всасывание-нагнетание".

На основании полученных опытных данных можно также предположить, что при малых зазорах £ =0.01 - 0.02 мм или довольно длинных дроссельных втулках ^ > 4 даже при переменном давлении перед дроссельными втулками течение при циклах наполнения и истечения можно считать ламинарным.

Этот вывод позволил вывести расчетные уравнения и обобщенный коэффициент разгрузки уплотнений от действия пульсирующего давления.

В главе У1 рассмотрены схемы расчета (рис.11) гашения пульсации как единичного уплотнителя, так и наборного уплотнения, как для случаев работы. Выведены обобщающие зависимости. В рассматриваемых случаях амплитуда колебаний давления, получаемая перед уплотнением зависит от параметров, определяющих количества протекающей среды и величины свободного объема перед уплотнением, т.е.

-р^ = ^I. V«», дК.)

где: ^ - зазор между штоком и дроссельной втулкой

с! - диаметр штока 6,- длина дроссельной втулки' м - вязкость среды •кЬ- время протекания V»,- свободный объем в буферной емкости &Р0 - амплитуда колебаний в цилиндре машины й.Р - амплитуда колебаний в буферной емкости

- максимально достигаемое давление в буферной емкости

- минимально достигаемое давление в буферной емкости

Дифференциальные уравнения для определения величины колебаний давления в свободном объеме составлены в предположении изотермического сжатия и ламинарного течения жидкости или газа через узки!! зазор.

1((¡¿суЗЛ)

РисЛ'!' Схема расчета гашения пульсации перед наборным уплотнением (I) на единичном камерной уплотнителе (2)

Для жидкости

?|р

Для газа:

ЛР ^ЪЩ-.ЛЬ

Ж

Интегрирование этих уравнений в диапазоне изменения давления от Р2 до PJ показало, что определение пульсации в буферной емкости при течении жидкости в зависимости от перечисленных параметров мож но производить по уравнениям.:

юизводить по уравнениям.: , ¡хр \

ъ.

£

(I)

р.-аА

(2)

где:

££ - давление нагнетания - давление всасывания продолжительности цикла, наполнения и истечения из буферной емкости

По уравнениям (I) и (2) следует производить подсчет пульсации давления после дроссельной щели, если положение штока в дроссельной втулке концентрично, а течение жидкости ламинарное.

Определение пульсации давления газа за дроссельной щелью можно проводить по уравнениям (3) и (4), справедливых в случае изотермического ламинарного течения газа в концентрическом зазоре:

12. (V. е -Л

Р.гР*

ь р р МуМ,

^у» (3)

Тс^РоодЬ

(4)

00

На рис.12, 13 приведено сравнение опытных и расчетных значений амплитуды колебаний давления для случаев гаиения пульсации перед уплотнением с помощью дроссельной втулки и свободного объема за ней для случаев сжатия кидкости и газа.

Рис.12. Опытные и расчетные зависимости уменьшения пульсации давления перед сальниковым уплотнением при увеличении величины свободного объема перед ним, полученные на опытном насосе.

Рис.13. Опытные и расчетные значения пульсации давления после дроссельной втулки с чу. . =2.0 и 4.0 при постоянной пульсации давления азота перед дроссельной щелью, равной 50-150 ат.

Опытные и расчетные значения для обоих случаев имеют достаточное совпадение.

Проведенный анализ уравнений (I) и (2); (3) и (4) для условий Рт

Р^-Р2=0; ~ I, т.е. для условий сглаживания пульсации, действующей на уплотнение показал':

ъ г и : где "В = Со^г

Для удобства пользования этим выражением обозначим левую часть его "К" - коэффициент сглаживания колебаний.

-ж-1*

Коэффициентом сглаживания колебаний давления "К" можно определить параметры дроссельного устройства, вязкость среды и характер изменения давления как для жидкости, так и для газа, при которых пульсация давления перед уплотнительныы элементом сглаживается.

Проведенные опыты и,выполненный расчетный анализ позволили определить величину "К", при которой пульсация давления бйла минимальной, (^построить зависимость К = £ (дВ ) для сжатия жидкости и газа. -

•На рис.14 показаны зависимости К = f (аЧ ). Для сравнения на этом рисунке нанесены и опытная, и расчетная зависимости, полученные при решении уравнений (I) и (2); (3) и (4).

*

\

\ \

\ \

Рис. (4 Зависимость коэффициента сглааиааяия колебаний давления от пульсации «а входе » дроссвлькув яадь

- * - значения "К". подсчитанные яа основании

опыт них данных -*- - яаачвмб определяемые расчетом

1 - г*? я«а>состм £ — Для гыа.

Из графиков следует, что значения "К", лежащие ниже линий зависимости К = ^ ( ьР<,' ) соответствуют полной разгрузке уплотнения, и представляют практический интерес для расчета уплотнения.

Обобщая результаты приведенного анализа, следует отметить,что условия разгрузки уплотнений от действия давления характеризуются одними и теми же параметрами как для жидкости, так и для газа. Предложенный коэффициент сглаживания пульсации давлений, действующего на уплотнение показывает какими параметрами можно варьировать при создании промышленных конструкций.

Таким образом, результаты проведенных исследований и выполненные расчеты позволяют:

1). Разгружать уплотнительные элементы при уплотнении переменного давления. Тем самым можно применять в конструкции материалы с низким допустимым удельным давлением.

2). Разгружать целиком уплотнение от действия переменного давления и создавать перед уплотнением давление, близкое к давлению всасывания, что значительно облегчает условия работы каскадного уплотнения.

В главе УП рассмотрены промышленные конструкции уплотнений, разработанные для различного оборудования, эксплуатирующегося в азотной промышленности. Широкое внедрение в народное хозяйство получили при сооружении подводных и надводных переходов аммиакопровода с использованием конструкции "труба в трубе" компенсационные сальниковые уплотнения.

Для прокладки аммиакопровода по дну рек и для укладки на надводных переходах была разработана одна и та же конструкция аммиакопровода, которая признана изобретением ("Аммиакопровод", а.с. № 853273, "Компенсационное уплотнение для магистральных трубопроводов", а.с. !!5 924447).

При прохождении рек применялись два варианта переходов: по дну реки и при прохождении над водой. Аммиакопровод проложен под водой через крупнейшие реки: Волга, Дон, Самара, Хопер, Б.Кинель, Сок и т.д., а в надводном исполнении выполнены четыре мостовых перехода ^ через Днепр и питьевые каналы Донбасс-Сов.Донец, Днепр-Донбасс, Кривой Рог-Донбасс.

•Данные решения воили в технический проект аммиакопровода Тольятти-Одесса, утвержденный распоряжением Совета Министров СССР от 02.06.78 ¥ П32-Р.

Рабочая эксплуатация сальниковых компенсаторов на действующем аммиакопроводе показала их высокую надежность и долговечность.

Конструкция эксплуатируется с 1979 года до настоящего времени без ремонтов и утечек.

Экономический эффект только от создания одного подводного перехода на реке Южный Буг составил I млн. 913 тыс.рублей, при этом доля экономического эффекта от внедрения сальниковых■компенсаторов только на одном подводном переходе составила 862 тысячи рублей (в ценах 1980 г.)(Рис.-15).

Снижение действия переменного давления на уплотнительный элемент нашло решение в новых конструкциях поршневых уплотнений на компрессорах высокого давления. Внедрение этих конструкций связано с внедрением мероприятий по снижению подачи смазки в цилиндры компрессоров и эффективность их проявилась при использовании графитонаполнен-ного фторопласта к особенно при использовании графитокапролона. Были разработаны специальные руководящие технические материалы на графито-капролоновые поршневые кольца компрессоров высокого давления, а также сальниковые уплотнения, из графитокапролона (Рис-Лб).

Обобщенные результаты внедрения поршневых уплотнений показали, что на 30 % парка компрессоров в/д были использованы эти конструкции. Экономический эффект составил I млн. 600 тыс.руб.(в ценах 1080 г.).

Для различных типов насосов были разработаны и внедрены уплотнения с разгрузкой (для насосов высокого давления), механические уплотнения с гидродинамической и гидростатической разгрузкой. Внедрение в азотную промышленность новых конструкций механических уплотнений, их освоение на ряде химических комбинатов дало экономический эффект-более 4 млн. 200 тыс. рублей (в ценах 1980 г.).

Основные результаты работы можно сформулировать следующим образом:

1. Установлен на основании экспериментальных и теоретических исследований механизм работы и распределение перепада давления по многокаскадному уплотнению Как при постоянном, так и при переменном давлении, который показывает, что'из всего набора уплотнительных элементов основная нагрузка приходятся в зависимости от режима уплотняемого давления на последний или первый в наборе уплотнительный элемент.

2. Установлен механизм работы единичного уплотнительного элемента при работе в режиме переменного уплотняемого давления. При этом экспериментально и теоретически доказано, что несмотря на основное преломление пульсирующего давления на одном уплотнительном элементе возможно создание таких конструкций уплотнителей, которые не увеличивают силу трения при резком повышении давления.. Данные эксперименты выполнены впервые в отечественной практике. Автору такие неизвестны иностранные публикации по этой проблеме.

Рис. 15 Конструкция аммиакопровода для прохождения водных преград

I - рабочий сальник, 2 - наружная груба, 3 - капроновая опора, 7 - сальниковая камора, 8.- резиновый уплотнитель, 9 - сальниковая камера 10 - камера концевого кольца, II - дроссельное кольцо, 12 - штуцер, 13 - каыера, 14 - уплотнитель

I. Зазоры в порекевых кз-нэвнзх I уиенюзотея от 3.4 к

* иочйни« 5.6

Л!

3. Порвневое уплотнение с гавеияеч пу*ъс"?у««его Сзолечкя.

¡штшщ

2. Порвневое уплотнение с кэльиами разной радиальной толщины.

Внедренные конструкции поршневых уплотнений с поршневыми кольцсчи иэ гра^итоиапролона

Рас. 1о

3. Экспериментально доказана на опытах, продолкавшихся более 10 лет возможность создания и надежной работы компенсационных сальниковых уплотнений для работы на необработанной поверхности трубопроводов в условиях их перемещения.

4. Разработана методика исследования единичного уплотнительного элемента при переменном давлении и создана для этой цели оригинальная установка.

5. Выяснены закономерности течения газа в узких щелях при постоянном и переменном давлениях. Подтверждена область ламинарного потока газа, определены коэффициенты сопротивления узких щелей. Установлены величины потерь амплитуды пульсирующего давления на входе в узкие щели.

6. Теоретически обоснована возможность разгрузки от действия пульсирующего давления, либо всего каскадного уплотнения, либо единичного уплотнительного элемента. Теоретический анализ гашения пульсации давления, действующей на уплотнение, как в случае сжатия газа, так и жидкости позволил вывести коэффициент сглаживания пульсации давления, который характеризует степень сглаживания пульсации в зависимости от амплитуды давления перед уплотнением. Доказана возможность значительного снижения давления перед уплотнением.

7. Экспериментальные данные, полученные в опытах с различными дроссельными втулками, для различных газов и жидкости, амплитуд колебаний давления, подтвердили возможность расчета амплитуды пульсации давления перед уплотнением с помощью выведенных формул. Опытные и расчетные значения,полученные для коэффициента сглаживания пульсации хорошо согласуются. В опытах, получены минимальные величины пульсации давления перед уплотнением и подтверждены значения коэффициентов сглаживания соответствующие разгрузке уплотнения. Экспериментально подтверждено значительное снижение уплотняемого давления и разгрузка уплотнения.

8. Полученные данные позволяют устанавливать практически для любой конструкции уплотнений, работающей в режиме уплотнения пульсирующего давления, необходимые геометрические размеры уплотнительного узла.

9. В-результате исследований механизма работы уплотнений при переменном давлении удалось на целом классе компрессоров высокого давления перейти на новые конструкции и конструкционные полимерные материалы, такие как графитонапролон, и обеспечить значительное увеличение пробегов поршневых уплотнений компрессоров при снижении расхода смазочного масла.

10. Испытаны в промышленных условиях перспективные конструкции уплотнений для насосов в/д, компрессоров в/д, магистральных трубопроводов, механические уплотнения центробежных насосов. 30 % парка поршневых компрессоров высокого давления азотной промышленности было переведено на конструкции поршневых уплотнений рассмотренных в диссертации.

11. Различные конструкции уплотнений компрессоров в/д, насосов в/д, трубопроводов, механические уплотнения защищены 42 авторскими видетельствами.

12. Впервые созданы компенсационные сальниковые уплотнения для безопасной конструкции надводных и подводных переходов аммиако-провода. Сборные конструкции уплотнений изготовлены в заводских условиях и смонтированы в аммиакопровод на всех крупных подводных

и надводных переходах.

13. Результаты разработок легли в основу конструкторской документации, по которой завод фирмы "Агрохимреммаш" изготавливает механические и другие уплотнения для предприятий азотной промышленности.

14. Экономический эффект по прилоиенным к диссертации актам внедрения превышает 8 млрд.руб. в ценах 01.01.94.

15. Рекомендации по конструкциям обобщены в рамках отраслевых нормативно-технических материалов и заложены в крупные проектные решения (аммиакопровод), утвержденные Госстроем СССР.

Основные научные результаты опубликованы в следующих работах:

1. Киселев Г.Ф., Мыслицкий E.H., Рахмилевич 3.3. Техническое обслуживание и ремонт поршневых компрессоров, изд."Химия", 1978 г., 7.98 п.л.

2. Киселев Г.Ф., Мыслицкий E.H. Техническое обслуживание и ремонт центробежных компрессоров, изд."Химия", 1979 г., 5.64 п.л.

3. Киселев Г.Ф., Рязанов С.Д. Техническое обслуживание и ремонт насосных установок, изд."Химия", 1985 г., 5,5 п.л.

4. Киселев Г.Ф. Компрессоры крупнотоннажных агрегатов производства аммиака. Изд. НИИТЗХИМ, I97S г., 4.78 п.л.

5. Киселев ГЖ, Баранин В.В., Колесник Л.Г. Изготовление и сборка поршневых и сальниковых уплотнений из графитокапролона для компрессоров. Изд. НИИТЗХИМ, 1980 г., Г.85 п.л. "

6. Киселев Г.Ф., Баранин В.В. Исследование механизма .работы -поршневых колеи из пластмасс при переменном давлении..Труды.6-ой Международной конференции по уплотнительной технике. Дрезден,

1978 г., 0,3 п.л.

7. Киселев Г.Ф., Баранин В.В. Исследование влияния конструктивных характеристик поршневых колец из графитонаполненных пластмасс

на их работу при высоких перепадах давления. Труды 7-ой Международной конференции по уплотнительной технике. Будапешт, 1982 г.

8. Киселев Г.Ф., Баранин В.В. Механизм работы поршневых колец из пластмассы при переменном давлении. И."Химическое и нефтяное машиностроение" № 5, 1981 г., 0,2 п.л.

9. Киселев Г.Ф., Колесник Л.Г. Влияние пульсирующего давления на сальниковый уплотнительный элемент поршневого компрессора.

Ж. "Химическое и нефтяное машиностроение", № 4, 1985 г., 0,15 п.л.

10. Гусев Б.М., Киселев Г.Ф., Суханов В.А. Внедрение новой конструкции подводных переходов. ¡К. "Строительство трубопроводов", № 3, 1982 г.

11. Киселев Г.Ф., Ушаков М.С. Исследование работы сальникового уплотнения при переменном давлении. Труды ГИАП "Химия и технология азотных удобрений", Москва, 1966 г., I п.л.

12. Киселев Г.Ф., Ушаков И.С. Исследование разгрузки сальниковых уплотнений компрессоров высокого давления. Ж. "Химическое и нефтяное машиностроение", № 3, 1967 г., 0.5 п.л.

• 13. Киселев Г.Ф., Ушаков И.С. Разгрузка сальникового уплотнения насоса высокого давления. И."Химическое и нефтяное машиностроение", $ 4, 1967 г., 0,5 п.л.

14. Киселев Г.Ф., Ушаков И.С. Сальниковые уплотнения штоков поршневых машин высокого давления. Москва, ЦНИИТЭнефтехим, 1968 г., 3 п.л.

15. Ушаков И.С., Гусев Б.М., Киселев Г.Ф. Некоторые вопросы прочности и долговечности крупных газовых компрессоров в/д. Москва, ОНТИ, ГИАП, 1969 г., 5 п.л.

16. Ушаков И.С., Киселев Г.Ф., Колесник Л,Г., Баранин В.В., Рязанов С.Д. Разработка и исследование уплотнений поршня и штока циркуляционных компрессоров для.работы без подачи смазки в цилиндр. Москва, НИИТЭХИМ, 1980 г., 4*75 п.л.

17. Зикеев В.А., Киселев Г.Ф. Разработка, концевого уплотнения для аммиачного трубокомпрессора "АННА-4". Тезисы доклада' 1У Все--союзной конференции по компрессоростроению. Сумы, 1974 г.

18. Баранин В,В., Киселев Г.Ф., Колесник Л.Г., Рязанов С.Д. Кольца поршневые,капролоновые наполненные графитом. ДТМ по изготовлению и сборке.'Москва, ГИАП, 1974;г., 0,8 п.л.

19. Киселев Г.Ф., Колесник Л.Г., Коротких И.М. Циркуляционный компрессор высокого давления производства метанола для работы без подачи смазки в цилиндр. "Тезисы докладов 1У Всесоюзной научно-технической конференции по компрессоростроению", Сумы, 1974 г.

20. Киселев Г.Ф., Колесник Л.Г., Коротких U.M. Поршневой циркуляционный компрессор, работающий без подачи смазки в цилиндр и с отводом масла из сальника. Я."Азотная промышленность", ff I, 1975г., стр. 32-34.

21. Баранин В.В., Киселев Г.Ф., Башмаков И.В. Поршневые кольца из графитокапролона и опыт их эксплуатации на компрессорах в/д.

Ж. "Азотная промышленность", № 3, 1976 г., 0,15 п.л.

22. Зикеев В.А., Потатуев В.А., Киселев Г.Ф.Влияние содержания аммиака на свойства насел, используемых для смазки и уплотнения турбокомпрессоров агрегатов синтеза аммиака. Я. "Азотная промышленность", № 2, 1975 г.

23. Зикеев В.А., Потатуев В.К., Киселев Г.5. Анализ работы концевых уплотнений амкйачных'трубокомпрессоров. Труды ГИАП, вып. 36, 1975 г.-, 0,3 п.л.

24. Баранин В.В., Киселев Г.Ф. Поршневое уплотнение 1У от компрессора 2 ШЛК с повышенным ресурсом работы. Я."Азотная промышленность/, Р I, 1977 г.

25. Баранин В.В., Киселев Г.Ф. Результаты исследования трения поршневых колец из фторлоновых композиций при работе без смазки. Труды Всесоюзной научно-технической конференции по компрессорам. Казань, 1985 г.

26. Киселев Г.Ф., Колесник Л.Г. Исследование сальниковых уплотнений из графитокапролона. I. "Азотная промышленность", !? 2, 1977 г.

27. Зикеев В.А., Потатуев В.К. Результаты испытаний масел КП-8 для турбокомпрессоров крупного агрегата аммиака. К. "Азотная промышленность", В8 2, 1977, г.

28. Харламов В.В., Киселев Г.Ф., Несфижский Ф.А. Оценка надежности и безопасности аммиакопровода, проектирование и строительство ¡трубопроводов,« газонефтепромысловых сооружений, 8, 1977 г.

29. Баранин В.В., Киселев Г.Ф. Поршневое уплотнение повышенной долговечности. Тезисы 1У конференции по компрессоростроению, 1977 г., Москва, МВТУ.

30. Колесник Л.Г., Киселев Г.Ф'. Сальниковые уплотнения из графитокапролона. Тезисы 1У конференции по компрессоростроению, 1977 г., Москва, МВТУ.

al. Зикеев В.А.., Киселев Г.Ф. Торцевые уплотнения из графитокап-ролона. Тезисы 1У конференции по компрессоростроению, 1977 г., Москва, МВТУ.

32. Зикеев В.А., Киселев Г.Ф., Братник A.A. Некоторые свойства то'яких слоев жидких сред. Ж. "Физическая химия АН СССР", № 5, 1982г.

33. Колесник Л.Г., Деревицкий П.А., Киселев Г.Ф. Испытание натурной модели сальникового компенсатора аммиакопровода, Труды ГИАП, 1985 г. "Исследования и разработки по созданию магистральных ам-миакопроводов и складов жидкого аммиака". .

34. Киселев Г.Ф., Колпачков В.И., Ящура А.И. Справочник "Система технического обслуживания и ремонта технологического оборудования предприятий по производству минеральных удобрений", йзд-во "Химия", 1991 г.

• 35. Киселев Г.Ф., Семенов В.В., Семенова Т.А., Орлов A.A. Производство аммиака. Изд-во "Химия", 1985 г.

36. Киселев Г.Ф. Справочник азотчика. Раздел У. Изд-во "Химия", 1980 г.

Авторские свидетельства

№ 850958, № 503292, № 577887, № 730586, № 900673, Г- 889987, № 850959, ff 862650, !Р 885667, № 892069, Т- 1488644, № I40I22I, № I36675I, Ш 1689700, № I6527I2, !Р I6527I4, № 875I5I, № 869416, № 785573, f- 657361, № III6354, № 569777, № 889985, № 628367, № 1493030, Р- Х735645, № I649I36, № 1393964, Я? 949266, № 314025, 953313, JS 924447, !?? 853273.

Подписало и печать '/'0.05.95'г Заказ № 62. Тираж -fOO зкз. ,УПП "Репрография"