автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Совершенствование методов и средств проектирования торцовых бесконтактных уплотнений тепловых двигателей и энергетических установок

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. Анализ существующих подходов к проектированию торцовых бесконтактных уплотнений.

1.1. Определение области применения торцовых бесконтактных уплотнений.

1.2. Принцип действия газодинамического ТЕКУ и анализ способов образования гарантированного зазора.

1.3. Анализ результатов теоретических исследований и практического применения торцовых бесконтактных уплотнений.

1.4. Материалы уплотнительных колец.

1.5. Особенности технологии изготовления колец, составляющих пару трения.

1.6. Постановка задач исследования.

ГЛАВА 2. Исследование характеристик слоя газовой смазки в газодинамическом торцовом бесконтактном уплотнении.

2.1. Расчетная модель, исходные уравнения и допущения.

2.2. Разработка методики расчета торцового бесконтактного уплотнения со спиральными канавками.

2.3. Учет влияния критического истечения при расчете деформаций уплотнительного кольца.

2.4. Исследование работоспособности торцовых импульсных уплотнений со структурами обратного нагнетания.

Выводы.

Г'ЛАВА 3. Исследование деформаций колец пары трения.

3.1. Причины деформаций, возникающих в деталях торцовых уплотнений.

3.2. Влияние деформации уплотнительных колец на характеристики сухого торцового бесконтактного уплотнения.ПО

3.3. Выбор формы уплотнительных колец с учетом силовых деформаций.

3.4. Исследование тепловых деформаций колец пары трения.

3.5. Поддержание требуемой формы зазора в уплотнениях энергетических установок при малых деформациях.

3.6. Разработка принципов проектирования торцовых бесконтактных уплотнений, работоспособных в условиях деформаций.

Выводы.

ГЛАВА 4. Практическое применение результатов исследований

4.1. Разработка информационной модели уплотнительного узла.

4.2. Разработка алгоритма проектирования торцового бесконтактного уплотнения.

4.3. Экспериментальные исследования узла сухого бесконтактного уплотнения.

4.3.1. Исследование работоспособности уплотнительного узла при малых перепадах давления на стенде

ОАО «СНТК им. Н.Д. Кузнецова».

4.3.2. Экспериментальные статические исследования узла сухого бесконтактного уплотнения, осуществленные на стенде в СГАУ.

4.3.3. Экспериментальные исследования узла сухого бесконтактного уплотнения на динамическом стенде в ООО «Самаратрансгаз».

4.3.4. Оценка погрешности проведенных экспериментов.

4.4. Разработанные конструкции узлов сухих уплотнений

Выводы.

Уплотнительные узлы и системы обеспечения их работоспособности являются неотъемлемыми составляющими конструкции двигателей летательных аппаратов и других турбомашин. От того, насколько эффективно решены проблемы, возникающие при конструировании уплотнительного узла, зависит экономичность энергетической установки, ее КПД и надежность. Во многом качество вновь создаваемого уплотнения определяется совершенством расчетных методов, использованных при его проектировании.

В природе не существует аналогов скользящего уплотнения. Создание полной герметичности часто остается невыполнимым желанием не только из-за основополагающих физических проблем, но также вследствие требуемой экономичности решения. Разнообразие условий эксплуатации и требований к герметичности в различных отраслях машиностроения привело к созданию многочисленных уплотнительных систем, в основном на основе торцовых уплотнений. В ряде случаев уплотнительные системы насосов являются более дорогими, чем сами насосы. Не редко затраты на ремонт в сотни или тысячи раз превышают стоимость разрушенных элементов. Причинами крупных техногенных катастроф чаще всего являются аварийные отказы уплотнений. Примерами могут служить авария на АЭС Три Майл Айленд в штате Пенсильвания (США), гибель космического корабля Челленджер, аварии на нефте- и газоперекачивающих станциях, на химических и нефтеперерабатывающих производствах. Надежность и герметичность уплотнений - решающий фактор экологической безопасности, ресурсо- и энергосбережения.

С ростом давлений, температур и скоростей скольжения усложняется уровень проблем, который необходимо решить конструктору при проектировании уплотнительных узлов. Повышение экономичности авиационных ГТД связано с изменением их кинематической схемы. Одновальный ТРД уступил место двухвальным двигателям, затем появились двухконтурные двухвальные двигатели ТРДД и, наконец, трехвальные ТРДД. Усложнение кинематической схемы двигателя влечет за собой увеличение числа уплотнений масляных опор двигателя. Так, если у ТРД с двухопорной схемой ротора было четыре подвижных уплотнения, то у двухвального ТРДД их стало, в среднем, уже семь, а у трех-вального ТРДД 12. 13. При этом, если учесть тенденцию увеличения л-Л и Г*, то очевидно, что резко возрастут расход и температура воздуха в масляных полостях опор.

Подобные процессы увеличения рабочих параметров турбомашин происходят и в других отраслях машиностроения, в частности, в нефте- и газоперекачивающей промышленности. В последние 50 лет доля нефти и газа среди первичных энергоисточников возросла до 70 %. Энергонасыщенность современных объектов стала колоссальна: типовой нефтеперерабатывающий завод мощностью 10-15 млн.т/год сосредотачивает на своей промышленной площадке от 300 до 500 тыс. тонн углеводородного топлива, энергосодержание которого эквивалентно 3. 5 мегатоннам тротила. Постоянная интенсификация рабочего процесса приводит к тому, что такие параметры, как температура, давление, содержание опасных веществ растут и приближаются к критическим. Растут и единичные мощности аппаратов. Так, предприятием ОАО «Моторостроитель» до 1995 года для перекачки газа выпускался двигатель НК-12СТ мощностью 6,3 МВт, с 1995 года внедрен двигатель НК-14СТ, имеющий мощность 8,0 МВт, в настоящее время ведутся разработки двигателей мощностью 10 МВт, 12 МВт и 25 МВт.

Помимо дальнейшего совершенствования экономичности турбомашин, нельзя забывать и об экологических проблемах, возникновение и обострение которых во многом определяется развитием уплотнительных технологий. Существуют реальные свидетельства того, что человеческая деятельность послужила причиной изменения климата, эффекта глобального потепления. По опубликованным данным [1] ожидается, что между 1990 и 2100 г. средняя температура воздуха на земной поверхности возрастет на 1,0.3,5 °С, а уровень моря поднимется на 15.95 см. За этим последуют в некоторых местах все более суровые засухи и наводнения, в то время как они будут менее суровыми в других местах. Как следствие, ожидается, что леса будут умирать, что в еще большей степени изменит поглощение и освобождение углерода на суше.

Выбросы диоксида углерода по всему миру отвечают примерно за 65% потепления на земном шаре. Сжигание ископаемого топлива освобождает СО2 и повышает его концентрацию в атмосфере выше естественного уровня. Природный газ генерирует меньше СО2 при том же количестве вырабатываемой энергии, чем уголь или нефть.

Важность проблемы герметизации обусловлена тем, что утечки через уплотнения опор роторов в целом приводят к огромным потерям энергии, ценного сырья, химических продуктов, горючесмазочных материалов. На Украине [1] среднесуточное потребление воды на одного человека составляет 350.400 литров, что эквивалентно общему расходу по стране до 850 тысяч мЛ в час. Примерно треть этого расхода теряется на уплотнениях насосов, арматуры, трубопроводов. О размерах потерь свидетельствует и тот факт, что в крупных европейских городах воды тратится более, чем в два раза меньше - 100.200 литров в сутки.

Около 60 % выбросов в атмосферу составляют неконтролируемые утечки через уплотнения. Достаточно отметить, что даже для агрессивных жидкостей нормальными считаются протечки через сальниковые уплотнения на уровне 0,5.2,0 литра в час. В год это составляет 4. 16 тонн перекачиваемой среды только через одно уплотнение.

Таким образом, межотраслевой характер, актуальность и сложность проблем, возникающих при конструировании, производстве и эксплуатации уплот-нительных систем выделяют гермотехнику в отдельную наукоемкую отрасль современного машиностроения.

Конструирование, изготовление и эксплуатация уплотнений и уплотни-тельных систем требуют обширных знаний. Процессы в уплотнительных щелях определяются свойствами жидкостей и газов, теплопередачей и теплоотдачей, фазовыми изменениями, изнашиванием и коррозией, равновесием действующих на подвижные части уплотнения сил и моментов, вибрационным состоянием и т.д. Очень часто эти определяющие параметры так тесно связаны между собой, что кажется невозможным точно рассчитать поведение уплотнительной системы в процессе эксплуатации. Но необходимо найти решение или доказать, что при предъявляемых требованиях при существующем состоянии техники определенное уплотнение создать невозможно. Все это в большой степени относится к авиа- и ракетостроению, ведущему классу технических систем, во многом определяющему развитие других отраслей машиностроения. Основные проблемы, возникающие при создании новой авиационной и ракетокосмиче-ской техники, связаны, в первую очередь, с требованиями повышения экономичности и увеличения срока эксплуатации новой техники. Эксплуатационные параметры ДЛА и их агрегатов зависят от допустимых в них уровней давления, температуры и скоростей, пределы которых часто определяются возможностями используемых уплотнений [2]. В авиационных двигателях уплотнения работают при температурах до 1700 К, давлениях до 4,0 МПа, окружной скорости до 450 м/с. Требование минимальной массы двигателя приводит к созданию гибких роторов, имеющих значительные прогибы. Все это еще больше усложняет работу уплотнений. Следует учесть, что наряду с ростом параметров двигателей увеличивается их ресурс. Требуемые ресурсы в настоящее время составляют следующие величины: ГТД - до 30 тыс. часов, конвертированных двигателей - до 100 тыс. часов, ТНА ЖРД - сотни часов. Внедрение новой техники и конвертирование двигателей сдерживается отсутствием доведенных высокоресурсных уплотнительных узлов, которые могли бы быть работоспособными и в более жестких условиях эксплуатации.

Авиационный ГТД имеет около 50 различных уплотнительных устройств. Их работоспособность существенно влияет на характеристики двигателя и всего ЛА. Отказы уплотнений стоят на третьем месте среди 28 причин аварий ГТД [3]. По данным фирмы "Роллс-Ройс" уменьшение утечек воздуха из компрессора на 1% может привести к увеличению его КПД на 2.6 %, снижению удельного расхода топлива и увеличению дальности полета на 3%. При работе авиационного двигателя утечки горячего воздуха или газа через масляные уплотнения опор роторов должны быть минимизированы по следующим причинам:

- увеличиваются потребные габариты агрегатов маслосистемы и площади 1роходных сечений отводных каналов и трубопроводов системы суфлирования;

- повышается часовой расход масла на изделии;

- возрастает теплоотдача в масло за счет тепла, вносимого воздухом;

- происходит интенсивное окисление масла, приводящее к снижению надежности работы узлов смазки.

Диаметры отводных труб системы суфлирования при больших расходах воздуха достигают 70 мм, что существенно усложняет их прокладку и обвязку изделия. Повышение часового расхода масла приводит к увеличению тотребного объема маслобака. У современных теплонапряженных двигателей с ibicoKHM значением степени сжатия в компрессоре температура воздуха за сомпрессором составляет величину около 1000 К. Воздух, отбираемый на 1аддув уплотнений от промежуточных ступеней компрессора, также имеет $ысокую температуру, поэтому он вносит большое количество тепла в масляную полость. Как показывает опыт, воздух, прорвавшийся через шлотнение, за счет смесительного теплообмена, охлаждается практически до фовня температуры масла. На рис. В.1 показана зависимость теплоотдачи в ласло - Q, обусловленная проникающим в полость опоры воздухом - G, юлученная в ОАО СНТК им. Н.Д. Кузнецова в предположении, что Лпература масла на выходе равна 150 °С. Как видно из приведенной ависимости, теплоотдача в масло налагает существенные ограничения на (еличину расхода воздуха через уплотнения.

В ТНА уплотнения также являются важнейшими элементами, опреде-[яющими их надежность [4,5]. Разработка ГТД, использующих в качестве топ-[ива водород или сжиженный природный газ, значительно повышает требова-[ия к уплотнениям ТНА. Конструирование и применение уплотнений в ГТД и 'НА требуют учета многих факторов, которые обычно не являются критиче-кими для других областей техники. tr 500 °C

Q, ккал/мин 2000 1500 1000 500

100 200 300 400 Q j/C

Рис. В.1. Зависимость теплоотдачи в масло -Q от температуры и расхода воздуха -О

Основными требованиями, предъявляемыми к уплотнениям ДЛА, явля-отся следующие:

- обеспечение заданной герметичности соединения в течение всего ресурса и удовлетворение существующим экологическим нормам;

- наличие минимально возможного трения, изнашивания и тепловыделе-шя ( при этом необходимо исключить возможность взаимодействия продуктов 1знашивания с уплотняемыми рабочими телами);

- функционирование узла после длительного хранения;

- работоспособность при взаимных осевых и радиальных перемещениях 1;еталей статора и ротора во время работы ДЛА;

- технологичность изготовления и сборки деталей и узлов турбомашины.

Всем вышеперечисленным требованиям удовлетворяет новый тип уплотения, которое имеет единичные примеры использования на территории быв-иего СССР - торцовое бесконтактное уплотнение (ТЕКУ) с газодинамической мазкой. Работа посвящена торцовому бесконтактному уплотнению со спиральными канавками, но основные выводы применимы к газодинамическим орцовым бесконтактным уплотнениям, имеющим иную конфигурацию газона-нетающих камер. Поэтому разработка усовершенствованного метода конструирования таких уплотнений является важной и актуальной задачей как для авиадвигателестроения, так и для общего машиностроения.

Автор защищает следующие научные положения:

1. Математическую модель применяемого для герметизации газообразных сред торцового бесконтактного уплотнения, позволяющую определять распределение давления газа в уплотнительной щели для условий сложной формы зазора и критического истечения.

2. Усовершенствованную методику аналитического определения параметров уплотнения: величины утечек, жесткости смазочного слоя, изгибающего момента и созданное на ее основе программное обеспечение.

3. Перспективные конструкции торцовых импульсных уплотнений со структурами обратного нагнетания, работающих в газовой среде, для герметизации опор роторов ДЛА, а также результаты их теоретических и экспериментальных исследований.

4. Научно обоснованные рекомендации по выбору размеров колец, составляющих пару трения, и параметров газодинамических камер, исходя из условия обеспечения требуемой несущей способности с учетом возникающих в паре трения деформаций.

5. Усовершенствованный алгоритм проектирования торцового бесконтактного уплотнения, основанный на совместном итерационном расчете возникающих силовых и температурных деформаций уплотнительных колец и распределения давления в уплотнительной щели.

6. Методику проведения экспериментального исследования вновь проектируемого уплотнительного узла.

Диссертационная работа выполнена на кафедре «Конструкция и проектирование двигателей летательных аппаратов» Самарского государственного аэрокосмического университета имени академика СП. Королева.

Автор выражает искреннюю благодарность научному руководителю работы - проф., д.т.н, C.B. Фалалееву за внимание, полезные советы и замечания.

11 высказанные на всех стадиях выполнения работы. Автор выражает также благодарность проф., к.т.н. Н.И. Старцеву, являющемуся консультантом работы, заслуженному деятелю науки и техники РФ, проф., д.т.н. Белоусову А.И., проф., д.т.н. Новикову Д.К., доц., к.т.н. Балякину В.Б., доц., к.т.н. Зрелову В.А. за ценные советы и рекомендации, выданные по отдельным этапам работы.

Работа велась в рамках межвузовской научно-технической программы «Конверсия и высокие технологии» (1997 - 1999) и федеральной целевой программы «Государственная поддержка интеграции высшего образования и фундаментальных наук» (1997 - 2000).

Результаты работы использованы при разработке перспективных конструкций плотнений для предприятий: ОАО СНТК им. Н.Д. Кузнецова, ООО Самаратрансгаз», ОАО НПО «Искра» (г. Пермь), а также в учебном процессе СГАУ. I частности, с использованием усовершенствованнлого метода было проектировано и испытано уплотнение для опоры компрессора ГТД НК-93. 1ыло определено, что внедрение ТБКУ в опору перспективного двигателя НК-3 вместо используемого радиальноторцового контактного уплотнения озволит снизить утечки с 2,0 г/с до 0,2. .0,3 г/с.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведения комплекса теоретических и экспериментальных сследований решена поставленная научно-техническая задача -совершенствован метод проектирования торцовых бесконтактных уплотнений э спиральными канавками и уплотнений со структурами обратного агнетания. Усовершенствованный метод был успешно опробован на гатическом и динамическом экспериментальном оборудовании и затем ослужил основой для создания уплотнительного узла для нагнетателя 370-18

Были осуш;ествлены проектировочные расчеты характеристик плотнительных узлов для дожимного компрессора двигателя 1Ж-37 и агнетателя НЦ-16МС. Выполненные расчетные исследования с учетом еформаций уплотнительных колец существенно расширяют имеющиеся нания о протекающих процессах в уплотнениях данного типа. Выявленные собенности работы торцовых уплотнений в составе турбомашины и азработанные рекомендации по их проектированию создают предпосылки для спешного применения уплотнений рассмотренных типов в качестве плотнений опор ГТД. Подводя окончательные итоги проделанной работы, южно сделать следующие выводы:

1. Проведен анализ существующих методик расчета газодинамических арактеристик ТБКУ. Выявлено, что отсутствуют методики, здщтывающие ложную форму зазора и критическое истечение газа из уплотнительной щели. Ьказано, что в этом случая погрешность расчета может составлять величину выше 50%.

2. Разработана математическая модель ТБКУ со спиральными канавками [ на ее основе создано программное обеспечение, позволяющее существенно ократить время, необходимое для выполнения всего комплекса [роектировочных расчетов.

3. Предложена конструкция торцового импульсного уплотнения со структурами обратного нагнетания, имеющая глубину камер равную ескольким микрометрам. В результате комплекса расчетных и кспериментапьных исследований была обоснована возможность применения акого уплотнения для герметизации как жидких, так и газообразных сред, •азработаны рекомендации по выбору количества камер, их расположению и онфигурации.

4. Исследовано влияние деформаций уплотнительных колец на :арактеристики ТБКУ. Изменение конусности зазора от О до 5 мкм приводит к величению утечек на величину до 100% и снижает жесткость смазочного слоя !олее чем в четыре раза. Показана необходимость учета деформаций для величения достоверности проектировочных расчетов. Разработана методика 1асчета температурных деформаций уплотнительных колец, позволяющая [роанализировать влияние на нее коэффициентов конвективной теплоотдачи и ющности трения в уплотнительном зазоре. Проведенные исследования [озволили сформулировать принципы обеспечения работоспособности ТБКУ в словиях деформаций уплотнительных колец.

5. Выполнен анализ различных сложных форм уплотнительного зазора, la его основе выявлен ряд форм, наиболее предпочтительных с точки зрения 1инимизации утечек и обеспечения требуемой жесткости смазочного слоя, 'азработана классификация принципов поддержания заданной формы 'плотнительного зазора. Установлено, что ряд геометрических размеров азодинамических камер оказывает существенное влияние на способность саморегулирования уплотнения.

6. Предложен алгоритм комплексного проектирования уплотнения, )тличающийся совместным расчетом газодинамических характеристик шлотнения и сложных деформаций уплотнительного кольца, которые упределяются с помощью программных комплексов на основе метода юнечных элементов.

7. Разработана методика экспериментальной доводки узла уплотнения, состоящая из трех этапов: определения работоспособности уплотнения при 1изких (до 1,0 МПа) перепадах давления, статической доводки

221 плотнительного узла при высоких перепадах давления, исследования аботоспособности уплотнения при воспроизведении всех нагрузок на инамическом стенде. В результате апробации данной методики уровень ерметичности уплотнительного узла был увеличен более чем в 10 раз и на орядок снижен уровень деформаций уплотнительных колец.

1. Fellow W.K., Ludwig L.P. Energy conservation through sealing tchnology// .ubric. Eng. 1978. V. 34, № 11. p. 618-624.

2. Ludwig L.P. Self-acting shaft seals: NASA TM-73856. 1978. 35 p.

3. Белоусов А.И., Зрелов B.A. Конструкция и проектирование уплотнений аращающихся валов турбомашин двигателей летательных аппаратов: Учебное юсобие/ КуАИ. Куйбышев, 1989. 108 с.

4. Daniels СМ . Development offlightweight static face seals for 75 MPa pressure and cryogenic temperatures// Lubric. Eng. 1978. V. 34, № 10. p. 552 - 562,

5. Produkte filer die Luft- und Raumfahr: Firmenschrift der EG&Sealol, --Celkheim, 1988.

6. Oike M ., Nosaka M ., Watanabe Y., Kikuchi M ., Kamijo K. Experimental 5tudy on High-Pressure Gas Seals for a Liquid Oxygen Turbopump// STLE Trans. 1987. V. 3 1,№ l.-p. 91-97.

7. Weiler W. Wellendichtungen fiier Gasturbinen: Bericht MTUM/B90 EKF 3002.-BMFT, 1990,

8. Горелов Г.М., Резник B.E., Цибизов В.И, Экспериментальное исследование расходных характеристик щеточного уплотнения и сравнение с лабиринтным уплотнением// Изв, вузов. Авиационная техника, 1988, - №4, - С. 4346.

9. O'Brien М. Development of spiral groove self-acting face seals: NASA CR-135303. Cleveland, Ohio (USA), 1977. - 133 p,

10. Ludwig L,P,, Johnson R,L, Sealing technology for aircraft gas turbine engines/ AIAA, Pap, № 1188, Cleveland, Ohio (USA). 1974. - P. 1 - 11.

11. McKibbin A.N,, Parks A,I. Aircraft gas turbine mainshaft face seals problems and promises/ Proc. 4* Int. Conf On Fluid Sealing. - EHRA, Philadelphia, Pa, 1969.

12. Ludwig L.P., Greiner H.F. Design considerations inmechanical face seals or improved performance; Basis configurations: NASA TM-7373 5. Cleveland, )hio (USA). 1977.-20 p.

13. Berclie I.W., Cheng H.S., Ludwig L.P., Townsend D., Welcook D.F. Con-igurations for gasturbine compressor and seals// Lubric. Eng. 1969. V. 25, № 4. p. .69-175.

14. Фалалеев СВ., Чегодаев Д.Е. Торцовые бесконтактнве уплотнения двигателей летательных аппаратов. М.: издательство МАИ, 1998. -276 с.

15. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник/ Под общей ред. \.И. Голубева и Л.А. Кондакова. М.: Машиностроение, 1986. - 464 с.

16. Lebeck А.О. Principles and Design of Mechanical Face Seals. New York, 991.-764 p.

17. Batch B.A. Iny E.H. Pressure Generation in Radial-Face Seals/ 2nd ICFS. -3HRA, 1964. P. F4-45-F4-59.

18. Гольвсвейн Я. Сухие уплотнения фирмы «John Сгапе»// Уплотнения и зибрационная надежность центробежных машин: Труды VI научно-техн. конф./ 2ум. Фил. ХПИ. Сумы, 1991. С 295 - 313.

19. GB 9103217. Mechanical face seals/ JOHN CRANE UK LIMITED. -15.02.91.

20. GB 9214282. Seals/ JOHN CRANE UK LIMITED. 04.07.92.

21. Марцинковский B.A. Бесконтактные уплотнения роторных машин. -М.: Машиностроение, 1980. 200 с.

22. Лисицын К.В,, Марцинковский В.А. Торцовые уплотнения с саморегулируемым зазором для насосов. В кн.: Диссоциирующие газы как теплоносители и рабочие тела энергетических установок. Ч. 4, АН БССР, 1977, с. 104 -113.

23. Mueller Н.К. Abdichtung bewegter Maschinenteile. Waiblingen (Germany), 1990.-256 s.

24. Whipple R.T.R. Herringbone Pattern Thrust Bearing// АЕБШ. 1949. -T/M29.

25. Mueller H.K., Falalejew S.W. Gasgeschmierte Gleitringdichtung als Lag-erabdichtung filer Flugtriebwerke// Konstruktion (Germany). 1991. №43. S. 31 -35.

26. Исследование торцовых уплотнений с камерами Рэлея/ А.И. Белоусов, i.A. Зрелов, C.B. Фалалеев, Р.В. Харламов// Уплотнения и вибрационная на-1ежность центробежных машин: Труды VI научно-техн. конф./ Сум. Фил. ХПИ. :умы, 1991.-С. 14-19.

27. Мельник В.А., Голубев А.И., Волкова М.Е. О температурной деформации поля кольца торцового уплотнения// Исследование, расчет и конструи-зование гидромашин: Сб. научн. тр./ ХАИ. Харьков, 1977. Вып. 4. С. 101 -10.

28. К вопросу о несущей способности обыкновенной пары трения торцового уплотнения/ И.П. Гаврик, Э.П. Кревсун, П.К. Нагула, A.B. Лукашевич// Диссоциирующие газы как теплоносители и рабочие тела АЭС: Сб. научн. тр./ тЭ АН БССР. Минск, 1982. Ч. 1. С. 91 - 99.

29. Усков М.К., Максимов В.А. Гидродинамическая теория смазки: этапы развития, современное состояние, перспективы. М.: Наука, 1985. - С. 14-21.

30. Максимов В.А., Хадиев М.Б., Хисамеев И.Г., Галиев P.M. Бесконтактные уплотнения роторов центробежных и винтовых компрессоров. Казань: Издательство "ФЭН", 1998. - 292 с.

31. ГромыкоБ.М., Марцинковский В.А., Чернов А.Е. Разработка уплотне-шй роторов ТНА// Насосы-96: Труды VIII Международной научно-техн. конф./ ШП «Мр1я-1» ЛТД. Сумы, 1996. Т. 2. С. 122 -135.

32. Болдырев Ю.Я., Григорьев Б.С, Лучин Г.А. О расчете "сухих" газовых тоцовых уплотнений со спиральными канавками валов турбокомпрессор-пых машин// Компрессорная техника и пневматика. Санкт-Петербург, 1994. Вып. 4-5. - С. 59-62.

33. Ден Г.Н., Крицул СИ. Математическая модель бесканавочного участка сухого газового торцового уплотнения со спиральными канавками// Компрессорная техника и пневматика. Санкт-Петербург, 1995. Вып. 6-7. - С. 2833.

34. Уилкок, Бьеркли, Ченг. Расчет малозазорных уплотнений с плавающими башмаками для компрессоров сверхзвуковых реактивных двигателей// Проблемы трения и смазки. 1968. Т. 90. № 2. -С. 231-245.

35. Ченг, Чоу, Уилкок. Поведение гидростатических и гидродинамических бесконтактных торцовых уплотнений// Проблемы трения и смазки. 1968, Г. 90, № 2 С 246-259,

36. Ченг, Чоу, Кастелли, Рабочие характеристики высокоскоростных бесконтактных уплотнений, профилированных спиральными канавками и скрытой ступенью Рэлея// Проблемы трения и смазки, 1969, Т, 91, № 1 С. 67-76.

37. Etsion I. А New Concept of Zero-Leakage Noncontacting Mechanical Face Seal// Trans. ASME J. Of Lub. Tech. 1983. 83-Lub-17. -P, 1-6,

38. Etsion I, Mechanical Face Seal Dynamics Update// The Shock and Vibration Digest. 1985. V. 17, № 4, P, 9-14.

39. Green I., Etsion I. Pressure and Squeeze Effects on the Dynamic Character-sties of Elastomer O-rings Under Small Reciprocating Motion// Trans. A SME Jour. )f Trib. 1986. V. 108, № 3. P. 439-445.

40. Green I., Etsion 1. A Kinematic Model for Mechanical Seals with Antirota-ion Locks or Positive Drive Devices// Trans. A SME Jour, of Trib. 1986. V. 108, № к P . 42-45,

41. Young L,A,, LebeckA,0. The Design and testing of a Wavy- Tilt- Dam VIechanical Face Seal// STLE Lub. Eng. 1989. V. 45, № 5, P, 322 - 329.

42. Lebeck A.O. A Mixed Friction Hydrostatic Mechanical Seal Model with Thermal Rotation and Wear// A S L E Trans, 1980, V, 23, № 4, P. 375 - 387.

43. Johnson R.L,, Ludwig L,P, Shaft face seal with self-acting lift augmenta-;ion for advanced gas turbine engines/ Proc, 4th Int, Conf On Fluid Sealing. -BHRA, Philadelphia, Pa, 1969,

44. Майер Э. Торцовые уплотнения/ Пер. с нем. М.: Машиностроение, 1978.-288 с.

45. Mueller Н.К., Waidner P. Niederdruck-Gleitringdichtugen-Vorgaenge in Dichtspalt// Konstruktion (Germany) 1988. № 40. S. 67 -72.

46. Mueller H . K. Face Seals: Hydrostatic and Hydrodynamic// A S L E Educational Course «Fluid Film Sealing». - Houston, Texas (USA), May 1972.

47. Mueller H.K., Mueller G. RF-Dichtung: Gleiringdichtung mit Rueckfo-erderwirkung// Antriebstechnik. 1992. H. 3, № 31, S. 99 -101.

48. Mueller H.K,, Nau B.S. Fluid sealing technology. New York: Marcel Dekkerlnc, 1998.-485 p.

49. Watson S., Nau B.S. Analysis of a novel rotary seal// 11th Int. Conf On Fluid Sealing (Cannes, France). BHRA, 1987.

50. Trutnovsky K., Komotori K. Beuehrungsfreie Dichtungen. Duesseldorf: VDI-Verlag, 1981.

51. Zuk I. Analytical study of pressure balancing in gas film seals// ASLE Trans. 1974. V. 17, № 2. P. 97-101.

52. Zuk I. Analysis of Face Deformation Effects on Gas Film Seal Performance// ASLE Trans, 1980, V. 23, № 1. P. 35-44,

53. Zuk I, Compressible seal flow analysis using the finite element method with Galerkin solution technique// ASLE Trans, 1976, V, 19, № 1, P. 61-69,

54. Salant R.F., Homiller S.J, Stiffness and Leakage in Spiral Groove Upstream >mping Mechanical Seals// STLE Trans, 1993, V, 36, № 1, P, 55-60,

55. Harp S,R., Salant R,F, Analysis ofMechanical Seal Behavior During Tran-;ient Operation// A S ME Trans. 1998. V. 120, № 2. -P. 191-197.

56. Bop, Пэн, Статические и динамические характеристики упорного юдшипника со спиральными канавками// Теоретические основы инженерных оасчетов, 1965. - № 3. - С. 168-177.

57. Подшипники с газовой смазкой/ Под редакцией Н.С. Грэссема и Д.У. Тауэлла М.: Мир, 1966. - 423 с.

58. Пирвикс, Кастелли. Влияние инерции эластомера на характеристики юдшипников с податливой поверхностью// Проблемы трения и смазки. 1973. No3.-C, 112-119.

59. Кастелли, Райтмар, Фуллер. Теоретическое и экспериментальное исследование гидростатического осесимметричного упорного подшипника с деформируемой поверхностью// Теоретические основы инженерных расчетов. 1967. № 4 . с . 269.

60. Константинеску В.Н. Газовая смазка. М.: Машиностроение, 1968.718 с.

61. Уочмен, Маланоски, Вор. Тепловые деформации упорных газодинамических подшипников со спиральными канавками// Проблемы трения и смазки. 1 9 71. № 1.-С. 101-111.

62. Маланоски, Пэн. Статические и динамические характеристики упорного подшипника со спиральными канавками// Теоретические основы инженерных расчетов, 1965. Т. 88. № 3, С. 13-26.

63. Muijderman Е.А. Spiral groove bearings, Springer - Verlag, 1966,

64. Пинегин С,В,, Емельянов А.В., Табачников Ю.Б. Газодинамические подпятники со спиральными канавками. М.: Наука, 1977. - 107 с.

65. Фукумора X. Разработка механических уплотнений с упругой деформацией// Нихон кикай Гаккайси. 1980. Т. 23, № 740, С, 789 - 793/ Пер, с яп, ВЦП. №-43494.-м., 1982.

66. Shapiro W., Walowit L, Jones F. Analysis of spiralgroove face seals for liquid oxygen// ASLE Trans. 1984. V. 27, № 3, P. 177-188.

67. Schoepplein W., Zeus D. Hochbelastete Gleiringdichtungen, oel- und gas-Лeschmiert fiier Turboverdichter/ VDI-Ber., № 706. Duesseldorf: VDI-Verlag, 988.-S. 129-153.

68. Вин, Торкильдсен, Уилкок. Конструкция одноэлементных концевых щлотнений компрессоров реактивных двигателей// Проблемы трения и смазки. 968. Т. 90. №4.-С. 49-61.

69. Hernandez Р., Boudet R. Modeling ofthe behaviour of dynamical gas seals: calculation with a finite element method implicitly assuring the continuity of flow// Foumal of Engineering Tribology. 1995. V. 209, № 3. P. 195 - 201.

70. Стифлер. Расчет жесткости и демпфирования кругового упорного подшипника с внутренней компенсацией и большим числом питающих отверстий// Проблемы трения и смазки. 1974. № 3, С. 27 - 35.

71. Чегодаев Д.Е., Проданов М.Е. Динамические характеристики газового слоя в кольцевом зазоре// Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летательных аппаратов: Сб. науч. тр./ КуАИ. Куйбышев, 1982. Вып. 9 -115-120.

72. Белоусов А.И. Результаты разработки и исследований гидродинамических средств демпфирования// Тез. докл. IX Всесоюзн. Научно-техн. конф. По конструкционной прочности двигателей/ КуАИ. Куйбышев. 1983. С. 20 - 21.

73. Gas lubricated Mechanical Seals. Feodor Burgmann GmbH (Germany), 1997. - 75 s.

74. Burgmann-Lexicon: ABC der Gleitringdichtung. Feodor Burgmarm GmbH (Germany), 1988. - 341 s.

75. Уплотнение "Заслон"/ Рекламный проспект Пермского АО "Авиадвигатель". М.: Авиаэкспорт, 1990.

76. Mueller Н.К., Schefzik С, Wallace N., Evans J. Laserfase sealing technology: analysis and application// 15th Int. Conf. "Fluid Sealing"/ Wiltshire, Create Britain. 1997.-P. 13-25.

77. Володько Ю.И. Ламинарное истечение сжатого воздуха в атмосферу и бестопливный монотермический двигатель. М.: Общественная польза, 1998. -64 с.

78. Фотеев Н.К. Технология электроэрозионной обработки. М.: Машиностроение, 1980. - 184 с.

79. Григорьянц А.Г., Соколов A.A. Лазерная обработка неметаллических материалов. -М.: Высшая школа, 1988. 188 с.

80. Фалалеев СВ., Виноградов A.C. Создание работоспособных в условиях деформаций торцовых уплотнений// Труды VIII Международной научно-технической конференции «НАСОСЫ-96», Т. 2.- Сумы (Украина): ИПП :<Мр1я» ЛТД, 1996. С. 53 - 60.

81. Фалалеев СВ., Балякин В.Б., Виноградов A.C. Регулирование уплотнений энергетических установок// Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. акад. СП. Королева Самара: СГАУ, 1998. - Вып. 2, Часть 2. - С. 79 - 87.

82. Белоусов A.M., Фалалеев СВ., Лежин Д.С, Виноградов A.C. Опыт обеспечения повышенного ресурса торцовых уплотнений лопаточных машин// Материалы 1й научно-техн. конф. «СИНТ'01». Воронеж, 2001. С 215 - 224.

83. Голубев Г.А., Кукин Г.М., Лазарев Г.Е., Чичинадзе A.B. Контактные шлотнения вращающихся валов. -М.: Машиностроение, 1976. 263 с.

84. Белоусов А.И., Фалалеев C.B. Обеспечение многорежимности торцо-5ЫХ бесконтактных уплотнений// Авиационная промышленность. 1989. № 12.26.28.

85. А. с. 1668790 СССР. Торцовое гидростатическое уплотнение с регу-шруемым зазором/ А.И. Белоусов, C.B. Фалалеев Опубл. 1991, Бюл. № 29.

86. Джонс Д.К. Методы проектирования. -М.: Мир, 1986. 324 с.

87. Половинкин А.И. Основы инженерного творчества. М.: Машиностроение, 1988.-360 с.

88. ЦИАМ 1980-2000: научный вклад в создание авиационных двигате-тей. М.: Машиностроение, 2000. Т. 2. С 454 - 456.

89. РАСЧЕТ ЭКШ01даЧЕСК0Й ЭФФЕКТИВНОСТИ

90. ВНЕДРЕНИЯ "СУХИХ" УПЛОТНЕНИЙ НА ГПА ПРЕДПРИЯТИЯ "САМАРАТРАНСГАЗ'1. ВВЕДЕНИЕ

91. ЛОбщие затраты Зпот.тр. +Змасл . нас. •'•Здвг. +3масд. =

92. Щ 319^3340 + 74171790^'?; 10647780 + 6022500 = 122 785 4 1 и р у бif

93. VT НА ЭКСПЛУАТАЦИЮ АГРЕГАТА

94. Ь,Общие затраты 3 л © л р . = Зпот.тр . + Згаз . =1064778 + 1 2 1 4 1 3 6 А ; 278 914 руб.1. WW

95. РАСЧЕТ ГОДОВОГО ЭКОНОМИЧЕСКОГО ЭФФЕКТА 1 S ОТ ПРИМЕНЕШ "СУХОГО" УПЛОТНЕНИЯ НА ОДНОМ ГПАгод. = 3шт. Звнедр.» 122785410 - 2278914 = 120 506 496 руб.4•„• • От ПО ИА РФ:

96. J J J" руководитель .QPOBopa N 94/96 i. 41. Фалалеев СВ.1. Гл. бухгалтер ПО РИА1. Митронина В.А.•'От П "Qa^a^T^^*:!^'1. Начальник те.ч )тде.'.сг1. Медведев: (к план.экрн.отд. ААЖулина Г. Д.

97. Данные для рЗ&Е§ЩЕ :взять1 в ценах 1997 г.

98. Средняя годовая'п'|эодолжительность работы одного ГПЛ:- ^од.час, = 365д|?.*24час.Ас0,Я5 = 4818час, tгoд.мec. 12 мес;А.А)5 = 6,6 мес. Потери на треще в штатном масляном уплотнении:

99. Nтp.шт --30 кВт. Потери на трениА,в "сухом'1 газодинамическом уплотнении:- Nтp.знвдp = 1 кВт.

100. Стоимость эле1АА|?б9нергии: Сэлектр. =221 руб"./Квт.час,

101. Мощность элекаШд1игателя 'масляного, насосавысокого дэвщщ} К'нас. а 55 кВт.

102. АСтримость оп:а)|,Заявленной шшлости;

103. Смощн. = 43000 руб/рсБт. месяц. Величина затрада|емой мощности на дегазациюгаэомасляной сй§Щ в штатном варианте: .Адег. - Ю кВт.

104. Безвозвратные потери масла на штатном уплотнении:а := V- Омаслгшт. л 0,0 кГ/час.

105. Стоимость масла; Смасл. • <А5СА руб/к1"'.

106. Безвозвратные потери газа в "сухом" уплотнении;

107. Огаз.внедр = 30 нормол/мин = 1,8 куб.м/час. Стоимость газа: Сгаз. 140 руб/куб.м.

108. РАС»Щ !АЗАТРАТ НА ЭКСПЛУАТАЦИЮ АГРЕГАТА С ШТАТНЫМ ПГСЛЯНЫМ УПЛОТНЕНИЕМ1. . Затраты наАфктроэнергию на преодоление трения в уплотнении

109. Зпот.тр. = Ктр.шт*Чгод.час.'Аэлектр. = 30М818УС221 = 31943340 руб. 4 2) . Затраты на-;эксплуатацию электродвигателя масля ноге насоса

110. Змасл.нас. = Мнас."А 'Ьгод.мес.*С!мощн. + АНас.'*Чгод.ча:. АСэлА-ктр. = 1В = ббусб.6*43000 + §%3818*221 = 15609000 58562790 = 7417!"90 руб.3. . Затраты энергии на дегазацию газомасляной смеси

111. Здег. = Кдег.*Чгод.час.*Сэлектр. = 10*4818*221 = 10647780 ;)уб.4. . Затраты наАкомпенсацию безвозвратных потерь .масл

112. Змасл. = Qмacл.шт>tгoд.чac.*Cмacл. = 0.5*4818*2500 602:-;00 руб.