автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Разработка конструкции и исследование механизма герметизации сальниковых уплотнений крупных лопастных насосов

Р Г 6 ОА 2 9 МАЙ Ю35

На правах рукописи

Гафт Яков Зиновьевич

РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ГЕРМЕТИЗАЦИИ САЛЬНИКОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ КРУПНЫХ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ

05.04.13 - Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук.

Москва 1995

Работа выполнена в Научно-Производственном Объединении гидравлических машин АО "НПО "ГИДРОМАШ".

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Голубев А.И.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Марцинковский В.А.; кандидат технических наук Кондаков Л.А.

Ведущее предприятие: ПО Уральский завод гидравлических машин.

диссертационного совета Д. 169.02.01 в АО "НПО "ГИДРОМАШ" по адресу: 129626 Москва, 2-ая Мытищинская ул. 2.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке НПО "ГИДРОМАШ"

Защита состоится

1995 г. в

часов на заседании

Автореферат разослан

1995 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета

кандидат технических наук, старший научный сотрудник

Козлов С.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность темы. Надежность крупных лопастных насосов в значительной степени определяет устойчивость работы систем ирригации, водоснабжения, энергетики и рудообогащения. Одним из узлов, определяющих наработку на отказ этих насосов, является уплотнение вала. В настоящее время подавляющая часть таких насосов как в России, так и за рубежом, комплектуется сальниковыми уплотнениями. Это объясняется простотой их конструкции, возможностью замены уплотнителя без разборки агрегата, относительной нечувствительностью к неточностям монтажа, наличию абразивных частиц в жидкости, а также широким диапазоном применения по давлению и скорости скольжения.

Однако существующие конструкции сальниковых уплотнений имеют и существенные недостатки. Как показало обследование на местах эксплуатации, наработка до замены пакета набивки составляет, в среднем, 500 часов, а замена защитной втулки или ремонт вала производится через 3000-4000 часов. Это вызывает значительные эксплуатационные потери, связанные как с большим объемом работ по обслуживанию и ремонту, так и с простоями агрегатов большой единичной мощности, что снижает технико-экономические показатели всей эксплуатируемой системы.

Для повышения ресурсных показателей необходимо разработать научно обоснованные методы проектирования и критерии оценки конструкции узла и создать на этой основе типоразмерные ряды уплотнений, обладающих высокими показателями надежности.

Цель работы. Создание новых конструкций сальниковых уплотнений на основе сравнительного экспериментального исследования процесса герметизации, разработка и аналитическое исследование уточненной физической модели механизма герметизации сальникового уплотнения для оптимизации элементов конструкции.

Основные задачи исследования. В соответствии с указанной целью в работе поставлены и решены следующие задачи: разработка классификации имеющихся и возможных конструктивных исполнений, узла и анализ факторов, определяющих его ресурс, выбор на этой основе вариантов

з

оптимизации конструкции уплотнения. Разработка методики и стендового оборудования для исследования физических характеристик процесса герметизации в исследуемых уплотнениях. Определение критерия оценки оптимальности и методики экспресс испытаний конструкцийсальниковых уплотнений. Разработка на основе проведенных экспериментальных исследований уточненной физической модели механизма герметизации сальникового уплотнения и ее аналитическое исследование с целью оптимизации размеров и физико-механических "характеристик уплотнителя. Создание, испытание и внедрение типоразмерных рядов оптимизированных конструкций для крупных насосов различного назначения.

Научная новизна. Разработана уточненная физическая модель механизма герметизации сальникового уплотнения, на основе аналитического исследования которой получены рекомендации по оптимизации конструкции и размеров узла. Разработан и исследован ряд новых конструкций сальниковых уплотнений, защищенных авторскими свидетельствами. Разработаны методика и стендовое оборудование для оценки оптимальности процесса герметизации в сальниковых уплотнениях различных конструкций.

Практическая ценность. Разработанные новые конструкции сальниковых уплотнений, защищенные авторскими свидетельствами, внедрены в серийно выпускаемых насосах, а также при модернизации установленного оборудования, что позволило повысить надежность крупных насосных агрегатов в ирригации, коммунальном хозяйстве, горнодобывающей и • других отраслях промышленности. Разработанная автором уточненная физическая модель механизма герметизации уплотнения позволила с использованием современных численных методов оптимизировать размеры и физико-механические характеристики пакета уплотнителя. Разработан стандарт предприятия на типоразмерные ряды новых конструкций.

Автор защищает:

Новые конструкции сальниковых уплотнений с аксиально подвижным корпусом;

- уточненную физическую модель механизма герметизации сальникового уплотнения;

- зависимости оптимальных размеров пакета уплотнителя и физико-механических характеристик его материала от требований по удерживаемому перепаду давлений и герметичности;

- методику и защищенное авторским свидетельством стендовое оборудование для оценки эффективности различных конструкций сальниковых уплотнений;

- результаты сравнительных стендовых и промышленных испытаний разработанных конструкций сальниковых уплотнений.

Реализация работы. Разработанный на основе данной работы Стандарт предприятия СТО 06.51-5-76 "Насосы крупные динамические для воды. Уплотнения сальниковые" является руководящим при проектировании данных узлов. ПО Уралгидромаш в новых проектах использует данные уплотнения и применяет в серийно выпускаемых насосах.

Крупнейшие ирригационные системы внедрили данную конструкцию путем модернизации установленных насосов.

Экономический эффект от внедрения составляет более 3,3 млн. долларов США.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы * докладывались на научно-техническом Совете НПО Гидромаш (1976, 1981, 1985, 1995гг.), а также на следующих конференциях и совещаниях:

5 Международной конференции по уплотнениям (Дрезден, 1974г.);

6 Международной конференции по уплотнениям (Дрезден, 1978г);

Всесоюзной научно-технической конференции по гидромашиностроению (Сумы, 1978г);

Всесоюзном научно-техническом совещании "Пути повышения надежности и унификации уплотнений роторов центробежных насосов и компрессоров" (Сумы, 1978г).

Публикации; По теме диссертации опубликовано 6 статей, 2 обзора, 2 доклада, 3 тезиса докладов, получено 8 авторских свидетельств на изобретения, разработан Стандарт предприятия.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованных источников и приложений. Работа содержит 161 страницу основного текста, 59 рисунков и 4 таблицы. Библиография включает 112 наименований. В приложении приведены расчеты экономической эффективности и акты внедрения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, сформулирована цель и дана краткая характеристика работы.

В первой главе проведен анализ показателей надежности и закономерностей изнашивания сальниковых уплотнений крупных лопастных насосов. Статистическая обработка данных по надежности уплотнений более 500 насосов показала, что наработка на отказ, как пакета уплотнителя, так и защитной втулки (вала), распределены по нормальному закону с коэффициентом вариации 0,23-0,39.

Установлено, что для сальниковых уплотнений крупных лопастных насосов в качестве критерия отказа следует принимать достижение предельно допустимого износа вала (защитной втулки), поскольку этим определяется отказ насосного агрегата. Анализ факторов, определяющих ресурс сальникового уплотнения, показал, что для крупных лопастных насосов наиболее перспективным путем повышения надежности узла является совершенствование его конструкции, определяющей механизм герметизации, т.е. условия смазки, величину контактного давления и тепловой баланс при заданных условиях эксплуатации. Исследованию механизма герметизации сальникового уплотнения посвящено большое количество работ, среды которых прежде всего следует отметить работы С.П.Лившица, Д.Ф., Д.Ф.Денни, Д.Л.Томсона, К.Виссерота, Б.С.Но, Х.К.Мюллера, Е.М.Мея, АС.Тимошука, Ю.Л.Смертяка и других, установивших ряд важных закономерностей, описывающих распределение контактных напряжений, давления герметизируемой среды, тепловой баланс и трибологические характеристики. Однако общепризнанным является

отсутствие не только теоретической модели механизма герметизации, но и удовлетворительной физической модели, объясняющей экспериментально установленные факты неравномерности распределения давления жидкости и контактных напряжений в сальниковом уплотнении и зависимость этих величин от абсолютной величины давлен»^ герметизируемой жидкости. Кроме того, проведенные исследования относятся в основном к "классической" конструкции и не позволяют распостранить имеющиеся данные на возможные модификации уплотнений с измененными характеристиками нажимного механизма. Совершенно отсутствуют исследования по влиянию размеров и физико-механических характеристик материала пакета уплотнителя на герметичность и ресурс узла, что особенно необходимо для крупных насосных агрегатов, где выбор этих величин не может опираться только на предшествующий опыт эксплуатации.

Для достижения поставленной цели - разработки современной конструкции сальниковых уплотнений крупных лопастных насосов были сформулированы следующие задачи исследований:

1. Разработка модельных конструкций перспективных модификаций сальниковых уплотнений.

2. Разработка методики и оборудования для экспериментального исследования.

3. Исследование процесса герметизации в исследуемых конструкциях, разработка критерия выбора и определение базовой конструкции.

4. Разработка уточненной физической модели механизма герметизации и оптимизация характеристик и размеров пакета уплотнителя путем ее аналитического исследования.

5. Разработка конструкций сальниковых уплотнений для различных групп крупных лопастных насосов.

6. Проведение стендовых и промышленных испытаний разработанных конструкций и их внедрение в серийное производство.

Вторая глава посвящена разработке модельных конструкций модифицированных сальниковых уплотнений.

Для анализа путей модификации уплотнения был проведен анализ исполнений узла, основанный на разработанной классификации

конструкций сальниковых уплотнений по признакам, влияющим на процесс герметизации. В данную классификацию включены как существующие, так и возможные исполнения узла. В качестве классификационных признаков введены: расположение герметизируемой поверхности (вал, расточка корпуса, торец (заплечико) вала), метод герметизации (периодическое сжатие уплотнителя, постоянное давление на уплотнитель),' направление сжатия (радиальное, аксиальное со стороны жидкости или атмосферы), конструкция корпуса, форма расточки, способ размещения колец уплотнителя, система охлаждения. Сочетание указанных признаков позволяет разработать любую возможную модификацию уплотнения.

Анализ особенностей работы и требований к уплотнениям крупных насосов, опыта эксплуатации сальниковых уплотнений "классической" конструкции и предложений по модификации узла позволил определить направления развития конструкции этих уплотнений, отобрать и разработать модельные уплотнения наиболее перспективных вариантов модификации узла.

При выборе направлений модификации (рис. 1), в качестве эталонной была принята "классическая" конструкция узла (рис. 1а) с периодическим сжатием пакета набивки со стороны атмосферы. В этой конструкции контактное давление уплотнителя на вал, создаваемое предварительной затяжкой крышки, экспоненциально уменьшается за счет потерь на трение набивки по расточке и валу. Кроме того, абсолютная величина контактного давления уменьшается во времени за счет релаксации напряжений в уплотнителе.

В конструкции с аксиально подвижным корпусом (рис. 16) предварительные напряжения создаются за счет аксиального перемещения корпуса относительно упора, расположенного со стороны герметизируемой жидкости. Это позволяет получить более благоприятное распределение контактных давлений. Кроме того, возможность радиальных и угловых перемещений весьма существенна для уплотнений крупных насосов, где вследствие применения подшипников скольжения наблюдаются повышенные биения и несоосность вала.

Д A.C.352064

Рис.1

Эффективность компенсации потерь на трение и создания равномерного по длине контакта давления колец пакета уплотнителя определялись в конструкции (рис. 1в), где кольца набивки были разделены набором шайб, торцовые поверхности которых представляли собой конуса, с углами при вершинах переменными по длине уплотнения. Смежные с кольцом набивки стороны шайб имели равные углы конусности. Эффективность улучшения условий смазки контакта определялась в конструкции с "шевронным" расположением колец уплотнителя (рис. 1г). Для предотвращения выдавливания уплотнителя и создания неравномерного по окружности контактного давления опорные торцовые поверхности, контактирующие с уплотнителем были выполнены перпендикулярными к валу в любом диаметральном сечении. Это достаточно просто достигалось при фрезеровании поверхности пальцевой фрезой, расположенной в диаметральном сечении детали и совершающей перемещение в этом сечении одновременно с вращением детали.

Возможность повышения надежности уплотнения за счет автоматически поддерживаемого постоянного контактного давления исследовались на двух модификациях узла.

На рис. 1д показана конструкция с аксиальным кольцевым ступенчатым поршнем, расположенным со стороны жидкости. Особенностью конструкции являлась возможность регулировки давления поршня за счет изменения давления в камере, образуемой ступенями поршня и расточкой корпуса уплотнения. Давление, создаваемое поршнем, могло быть как выше, так и ниже давления герметизируемой среды. Уплотнение с постоянным радиальным давлением на уплотнитель (рис. 1е), позволяло исследовать целесообразность постоянного по величине и равномерного по длине давления в контакте. Указанный эффект создавался за счет давления жидкости на охватывающую пакет уплотнителя эластичную тонкостенную втулку.

В третьей главе приведены результаты экспериментального исследования отобранных конструкций уплотнений. Для исследований автором был разработан специальных стенд с двумя сменными приборами. В качестве базы использовалась автономная гидравлическая система,

ю

состоявшая из размещенного внутри рамы бака, плунжерного насоса с гидравлическим аккумулятором и грузового клапана. Основной прибор состоял из установленного в опорах шпинделя, входящего в полость корпуса прибора и герметизируемого испытуемым уплотнением.

Шпиндель (рис. 2) состоял из полого вала, с кольцевыми проточками в зоне контакта с уплотнителем. Проточки соединялись сверлениями с внутренней полостью. На наружную поверхность вала была напрессована закаленная стальная втулка, затем прошлифованная в сборе до толщины 0,5 мм и образовавшая в местах канавок кольцевые мембраны. К указанным мембранам были подведены хромель-копелевые термопары и модифицированные автором сердечники индуктивных датчиков ДЦ-20.

В качестве вторичных приборов использовались усилители ИД-2И и потенциометр, соединенные через вращающиеся ртутные контакты РТ-20. Измерение давления жидкости в зазоре между уплотнителем и валом проводилось с помощью 3-6 медных трубок 1,5x0,35, которые аксиально проходили через отверстия в крышке уплотнения и радиально выводились к валу за каждым кольцом уплотнителя.

Измерение велось с помощью датчиков давления ДД20 и двухканальных усилителей ИД-2И. Потери на трение измерялись с помощью балансирного электродвигателя, усилие затяжки - образцовым динамометром типа ДОСМ. Второй прибор позволял более точно измерять давление жидкости по длине контакта и состоял из полого вала относительно которого центрировался двумя сальниковыми уплотнениями корпус. Между уплотнениями через

п

Рис. 2

трубку, проходящую через полый вал подавалась герметизируемая жидкость. Измерение давления жидкости осуществлялось датчиком ДЦ-20, установленным внутри вала и соединенным с зоной контакта радиальным отверстием диаметром 0,3 мм, а со вторичным прибором ИД-24 через вращающиеся ртутные контакты.

Характеристики уплотнений снимались при 6 значениях давления в диапазоне от 0,4 до 2,0 МПа после 1 часа работы в установившемся режиме. Число измерегаш определялось требованием обеспечения предельной погрешности результатов не более 5% при доверительной вероятности 0,9.

В результате сравнительных исследований установлены особенности процесса герметизации, общие для всех модиикаций конструкций узла:

- величина давления герметизируемой жидкости определяет характер распределения давления жидкости по длине контакта, причем по мере повышения давления все большая его часть удерживается внешним кольцом уплотнителя (рис. За);

- максимальное контактное давление создается внешним кольцом уплотнителя; его значение больше, чем давление жидкости в этой зоне и может превосходить полное давление герметизируемой жидкости;

- максимальная температура контакта всегда наблюдается под внешним кольцом уплотнителя, градиент температурного поля при увеличении давления герметизируемой жидкости возрастает (рис. 36);

- в конструкциях с постоянным давлением на уплотнитель создание контактного давления большего, чем давлением герметизируемой жидкости, при значении последнего более 0,6 МПа ведет к неудовлетворительной работе узла вследствие повышения трения и температуры в контакте;

- в уплотнениях с периодическим поджимом уплотнителя число колец набивки мало влияет на распределение давления по длине контакта (рис. Зв). Одновременно при увеличении длины пакета уплотнителя резко увеличивается максимальная температура контакта (рис. Зг);

- в уплотнении с аксиально подвижным корпусом стык между нажимным упором и пакетом уплотнителя герметичен. Это объясняется тем, что в начальный момент контактное давление в этой зоне больше контактного давления на вал. Вследствие этого герметизируемая жидкость

первоначально проникает по длине контакта с валом, создает в уплотнителе напряжения, "захлопывающие" указанный стык;

- в идентичных условиях в конструкциях с меньшими потерями на трение возможны большие максимальные значения температуры контакта (рис. 4-5). ■ , . '

На основе , нализа результатов проведенных экспериментов в качестве критерия оценки оптимальности конструкции было принято достижение минимальной температуры контакта при идентичности материалов пар трения и условий испытаний, поскольку значение температуры под внешним кольцом уплотнителя характеризует интенсивность местного износа, являющегося причиной отказа уплотнения.

В качестве базовой была принята конструкция сальникового уплотнения с аксиально подвижным корпусом.

В четвертой главе приводятся результаты теоретического анализа механизма герметизации сальникового уплотнения и определения влияния на герметичность и надежность уплотнения физико-механических характеристик и размеров пакета уплотнителя. На основании приведенных экспериментов нами бьиа предложена уточненная физическая модель механизма герметизации, рассматривающая уплотнитель, как толстостенный цилиндр, ограничиваемый абсолютно жесткими поверхностями и нагруженный внутренним переменным по длине давлением жидкости. Под действием давления в зазоре часть уплотнителя отжимается от вала и течение жидкости на этом участке аналогично течению в кольцевой щели. На внешнем участке создаются значительные контактные давления и механизм утечки близок к фильтрации через пористое тело, роль которого выполняют неплотности контакта.

В общем виде математическая модель такого процесса представляет собой систему уравнений, описывающих течение жидкости на указанных двух участках уплотнения, и уравнений, описывающих . напряженно-деформированное состояние уплотнителя. В данной работе задача была сведена к расчету напряжений в уплотнителе под действием экспериментально определенного внутреннего давления.

Экспериментальные характеристики

Pi/P

.___

\+ч

<¡-2,0 \ ш"

х-/,5

0-0,«

+-0,0

1ф

О 0,25 0,50 0,75 I

а

А--е кольцо \

3-е кольцо

>гг

0,4 0,8 1,2 1,5 МПа

6 В

Рис.3

Л> мПа

г'С i

- у г

3

t

х ~— 5

У

Максимальная температура контакта в уплотнениях I- узел с радиальным саатием; 2-узел с клиновыми проставками 3- узел с кольцевым поршнем; 4- серийная конструкция;.5- узел с "шевронной" набивкой; 6- узел с аксиально подвижным корпусом.

Рис.4

Рис.5

юо

р

6

Сальниковая набивка является упруго-вязким анизотропным материалом. С целью упрощения решения уплотнитель рассматривался как упругий изотропный материал, что позволило избежать решения трехмерной задачи. Экспериментальная проверка показала, что при использовании изотропного уплотнителя (резины) отсутствуют качественные различия в распределении и величинах контактного давления.

При анализе напряженно-деформированного состояния уплотнителя был применен комплекс программ, разработанный Институтом Машиноведения АН РФ и базирующийся на методе конечных элементов (МКЭ). На область занимаемую уплотнителем, накладывалась конечно-элементная сетка с параметрами: число элементов - 300, число узлов - 341. Допустимые состояния главной переменной (перемещения) определялись через единичные узловые значения, представляющие собой базис пробных или координатных функций, для которых узловые значения перемещений являются обобщенными координатами.

Следуя процедуре МКЭ с использованием метода Рища, была поставлена соответствующая вариационная задача об отыскании минимума функционала потенциальной энергии. Полученное решение описывало деформации уплотнителя при отсутствии граничных условий по перемещению на его внутренней поверхности.' Для определения контактного давления на вал был применен метод итерации. Особенностью применения МКЭ был подбор величин давления на границе раздела вала и уплотнителя, осуществляемый в процессе итераций и обеспечивавший неотрицательное перемещение на границе раздела. Контроль процесса сходимости осуществляется по относительной разности изменения наибольшего перемещения при итерировании. Практические расчеты показали, что погрешность 10-15% достигается на 4-5 шаге итерирования.

Расчет проводился применительно к "классической" конструкции узла и уплотнению с аксиально подвижным корпусом, имевшим идентичные размеры и характеристики уплотнителя (4 кольца 30x30 мм, Е=20 МПа, коэффициент Пуассона 0,49, вал 550 мм).

На рис.ба показаны результаты расчета при давлении жидкости 1,5 Мпа.

Результаты исследования модели процесса герметизации

/ /' 1 / \

/ 1 \ I \ 1 1 /

«* С.! 1.73

(0.

Р и 12

т

/

/ у /

/

/ /

/

в»

¡4

еа

\

ч, ч ' -\ \ ч

\ •----

Б и и а ц.мр, 6

г/1

1 / /

✓ / /

* а» ,

/ г—

У У /

/ /

К I! !

"классическое" уплотнение - - уплотнение с подвижным корпусом

Рис.6

Резулвтаты анализа герметичности

К

и \\

\ ^ \

N

1 / / V

*> Л \ \

\ N

» К }0

ж.

а и & . ыР

а б

эксперимент Д.Ф.Денни — расчет по формуле Д.Ф.Денни Рис.7

г

Распределение контактного давления имеет четко выраженный максимум, совпадающий с зоной максимального износа. Также ясно выделены границы контакта (рис.66).

Установлено, что из физико-механических характеристик материала уплотнителя определяющее влияние на процесс герметизации оказывает коэффициент Пуассона (рис.бв). Процесс герметизации, т.е. создание контактного давления, возможен только при достаточно высоких его значениях. -Влияние модуля упругости на контактное давление незначительно, что объясняется, вероятно, разницей между модулями упругости металла и уплотнителя.

На рис.бг и 6д приведены зависимости значения максимального контактного давления от длины и сечения пакета уплотнителя. Впервые установлено значительное влияние на контактное давление сечения колец уплотнителя.

Был проведен расчет герметичности уплотнителя, базирующийся на разработанной физической модели процесса герметизации. На рис.7а и 76 показан результат расчета утечек через уплотнение, экспериментально исследованное Д.Ф.Денни.

Получено убедительное совпадение полученных теоретических зависимостей и эксперимента.

В пятой главе представлены результаты разработки и внедрения промышленных вариантов уплотнений основных групп крупных лопастных насосов. Сальниковое уплотнение с аксиально подвижным корпусом было модифицировано в трех вариантах: для ирригационных насосов - тип СПК (аналогичный исследованному), для крупных грунтовых насосов - тип СППК, конструкция, обеспечивающая отсечку абразивных частиц и уменьшение расхода затворной воды и для фекальных и массных насосов -промежуточный вариант - тип СДПК. Размеры уплотнителя были определены аналитически на основе результатов расчетов по уточненной физической модели уплотнения.

На специально разработанном нами стенде, снабженном системой автоматики и автономным гидравлическим контуром, обеспечивавшими регулировку давления перед уплотнениями в пределах 0,1-0,6 МПа и

возможность круглосуточных ресурсных испытаний, были проведены сравнительные ресурсные испытания "классического" сальнккового уплотнения и уплотнения типа СПК. Испытательная головка предназначалась для одновременного испытания двух уплотнений валов (втулок) диаметром 420 мм и частотой вращения 315 об/мин. В каждом из узлов устанавливалась по 3 кольца набивки ХБП -32x32 мм по <ГОСТ 5152-84. Установлено, что утечка через "классическое" уплотнение- доставляла 6-25 л/час, подтяжка уплотнителя производилась 11 раз, общая величина подтяжки - 30 мм за 1400 час. Уплотнитель вышел из строя. Утечка "через уплотнение СПК находилась в пределах 0,6-2,5 л/час, проведено 2 регулировки с общим перемещением 6 мм. "Классическое" уплотнение было заменено уплотнением СПК и испытания продолжены в , течение дополнительных 1500 часов. Максимальный износ втулки в уплотнении СПК составил 0,35 мм за 2900 час, в "классической" конструкции - 0,46 мм за 1400 час.

Промышленные испытания уплотнений СПК были проведены нами на насосах ОП11-193 (вал 350 мм, частота вращения 333 об/мин) и насосах В17-16/55 (вал 640 мм, частота вращения 215 об/мин). Уплотнения проработали без замены пакета уплотнителя 3500-4500 часов, регулировка затяжки уплотнителя производились 1-2 раза в сезон, утечки не превышали 3-5 л/час. Аналогичные результаты были получены при испытаниях, проведенных СредАзВНИИгидромашсм "на насосах ОПВ260 (вал 600 мм, 215 об/мин).

Уплотнения типа СППК были испытаны на насосе ГрТ 4000/71, установленном на Качканарском ГОКе, последовательно (давление перед уплотнением 0,4-0,6 МПа, вал 320 мм, частота вращения 215 об/мин). Установлено, что расход затворной воды не превышал 3 м3/ч, что в 10 раз ниже требований заказчика. Ресурс узла превышал ресурс проточной части насоса.

На основании проведенных исследований нами разработан Стандарт Предприятия СТП 06.51-5-76 на ряды уплотнений типов СПК, СППК и СДПК на диаметры валов до 1000 мм. ПО Уралгидромаш освоил серийное производство насосов с разработанными уплотнениями.

Проведен технико-экономический анализ эффективности разработанных уплотнений, в результате которого, выявлены факторы, определяющие объективную оценку затрат, связанных как с эксплуатацией узла, так и эффект от сокращения простоев крупных насосных агрегатов с учетом области их применения.

Общий экономический эффект от внедрения результатов работы составил более 3,3 млн. долларов США.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Разработана и экспериментально подтверждена уточненная физическая модель механизма герметизации сальникового уплотнения, учитывающая зависимость контактного давления внешних колец пакета уплотнителя и изменение площади контакта от величины давления герметизируемой жидкости, фильтрационный режим течения жидкости через неплотности контакта.

2. Математическая модель уплотнения, используемая для исследования разработанной физической модели, определена на основе анализа методом конечных элементов напряженно-деформированного состояния уплотнителя под действием экспериментально определяемого давления жидкости по длине уплотнения. Контактное давление определялось методом итерации. Расчеты проведены с использованием комплекса программ Института Машиноведения АН РФ.

3. Экспериментально установлено, что критерием оценки оптимизации конструкции сальникового уплотнения является достижение минимального значения температуры в контакте под внешним кольцом пакета уплотнителя при идентичных материалах и условиях испытаний.

4. Установлены зависимости контактного давления и герметичности от основных физико-механических характеристик уплотнителя и его размеров.

5. Разработаны методика и защищенное авторским свидетельством на изобретение оборудование для сравнительных испытаний и оценки параметров процесса герметизации в узле.

6. Разработаны защищенные авторскими свидетельствами на изобретение конструкции сальниковых уплотнений с аксиально подвижным корпусом для крупных водяных, фекальных и грунтовых насосов.

7. Стендовыми и промышленными испытаниями доказано, что разработанные уплотнения являются высокоэффективными, надежными и герметичными. Годовой экономический эффект от применения разработанных уплотнений составляет более 3,3 млн. долларов США.

8. Разработан Стандарт Предприятия на ряды конструкций сальниковых уплотнений крупных насосов типов В, ОП, ФВ, и Гр с валами диаметром до 1000 мм. Серийное производство насосов с разработанными уплотнениями освоено ПО Уралгидромаш.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Гафт, Я.З. Методика ускоренных испытаний набивных сальниковых уплотнений. Экспресс-стандарт., 1972, N 50, с. 11-13.

2. Гафт Я.З., Дронов В.П. Набивные сальниковые уплотнения. Обзор., М., ЦИНТИхимнефтемаш, Серия ХМ-4, 1972, 32 с.

3. Д.С. 333346, Сальниковое уплотнение (Гафт Я.З.). Опубл. в Б.И.,

1972, N 11.

•i

4. A.C. 352064. Сальниковое уплотнение (Бритвин JI.H., Гафт Я.З., Иванов В.В.). Опубл. в Б.И., 1972, N 28.

5. A.C. 388155. Сальниковое уплотнение (Гафт Я.З., Золотарь А.И.). Опубл. в Б.И-, 1973, N 29.

6. A.C. 386301. Стенд для испытаний набивных сальниковых уплотнений (Гафт Я.З., Каценельсон Я.Х., Яременко О.В.). Опубл. в Б.И.,

1973, N 26.

7. O.V.Jaremenko, Ja.Z.Gaft, Untersuchung der Wirkungsweise von Stoptbuohsenpackungen fur rotierende Wellen. Internationale Dichtungstatgung Dresden, 1974, s. 181-193.

8. A.C. 457829. Сальниковое уплотнение (Гафт Я.З., Михайлов JI.M.). Опубл. в Б.И.. 1975, N 3

9. Гафт Я.З. Стандартизация уплотнений центробежных насосов.

I 20

Стандарт, 1976, N 23, с. 10-11.

10. A.C. 509743. Сальниковое уплотнение вала (Гафт Я.З., Голубев А.И., Щеглов Г.М.). Опубл. в Б.И., 1976, N 13.

11. Стандарт ВНИИгидромаша "Насосы крупные динамические для воды. Уплотнения сальниковые". СТП 06.51-5-76.

12. Гафт Я.З. Повышение долговечности сальниковых уплотнений центробежных насосов. Тезисы Всесоюзной конференции по гидромашиностроению. Сумы, 1978, с. 156-160.

13. Гафт Я.З., Яременко О.В. Набивные сальниковые уплотнения вращающихся валов. "Исследование и расчет гидромашин". Труды ВНИИгидромаша, М. Энергия, 1978, с. 85-93.

14. Zacharev G.A., Golubev A.I., Kondakov L.A., Dodonov N.T., Gaft Ja.Z. Abdichtendrehende Bauteile. Ubersichtsvortragt der Internationale Dichtungstatung, 1978, Dresden, s. 102-145.

15. Голубев А.И., Гафт Я.З. Исследование модифицированной конструкции сальникового уплотнения вала. Вестник машиностроения,

1978. N 9, с. 36-38.

16. Гафт Я.З. Классификация конструкций сальниковых уплотнений. Тезисы совещания по уплотнительной технике. Сумы, 1979, с. 4-5.

17. Гафт Я.З., Петушков В.А. Расчет контактных напряжений в сальниковом уплотнении. Тезисы совещания по уплотнительной технике. Сумы, 1979, с. 5-6.

18. A.C. 675243. Сальниковое уплотнение (Гафт Я.З.). Опубл. в Б.И.,

1979, N 27.

19. Гафт Я.З., Аношко В.А. Сальниковые уплотнения динамических насосов. М. ЦИНТИхимнефтемаш, Серия ХМ-4, 1980, 50 с.

20. A.C. 727930. Сальниковое уплотнение вала (Кузнецов B.JL, Джамалов В.О., Мемедов Р.И., Гафт Я.З.). Опубл. в Б.И., 1980, N 14.

21. Гафт Я.З. Повышение надежности уплотнений и подшипников крупных насосов, перекачивающих жидкости со взвесью. Труды ВНИИгидромаша, М., 1981, с. 46-50.

22. Ja.Z.Gaft, V.G.Krivonogov and V.A.Petushkov. .investigation into the mechanism of sealing in shaft stuffing boxes. Wear, 132 (1989) pp 39-48.