Торцовые уплотнения и его элементы

Под действием  центробежных сил установленная  концентрично валу пружина может развиваться, одновременно сокращаясь в длине, что приводит к увеличению утечки через уплотнение, особенно в период пуска.

Уплотнения с несколькими  пружинами менее подвержены отрицательному влиянию центробежных сил, так как они всегда заключены в обойму. Такие уплотнения применяются в центробежных нефтяных насосах без ограничения диаметров и чисел оборотов валов.

Для больших  окружных скоростей применяются  уплотнения с невращающимся узлом аксиально подвижной втулки, так как здесь пружина не вращается и, следовательно, не подвержена действию центробежных сил. В уплотнениях этого типа можно использовать также несколько пружин.

Фактор pv, представляющий произведение давления уплотняемой среды в камере уплотнения на окружную скорость пары трения, вводится для оценки совместного влияния давления и окружной скорости на область применения конкретных уплотнений, а также для выбора правильного теплового режима работы уплотнения с точки зрения  отвода фрикционного тепла от пары трения. Величина pv зависит от многих факторов, и в первую очередь от материала пары трения и коэффициента разгрузки.

Для: каждого  уплотнения, работающего в тяжелых  условиях, существует определенное значение pv. С увеличением pv в паре трения больше выделяется тепла. Поэтому для нормальной работы необходим интенсивный отвод фрикционного тепла.

В нефтяных центробежных насосах для этих целей используется перекачиваемая жидкость. Нефтепродукт в небольших количествах циркулирует через камеру уплотнения, сообщающуюся с двумя полостями насоса, между которыми имеется перепад давлений.

В результате такой   циркуляции  от пары  трения   отводится фрикционное тепло, а на рабочих торцах поддерживается температура,  обеспечивающая  длительный  срок службы рабочих втулок. Циркулирующая жидкость одновременно удаляет из камеры уплотнения продукты износа рабочих втулок, чем также способствует созданию условий,  необходимых для  нормальной  работы уплотнения.

 Температура перекачиваемой жидкости в насосе, в котором устанавливается торцовое уплотнение, обусловливает как выбор конструкции уплотнения, так и выбор материалов для изготовления его деталей.

 Температурный рабочий диапазон торцового уплотнения зависит в основном от материалов, использованных для изготовления пары трения, и уплотняющих элементов (при этом преобладающее влияние оказывает материал последних).

 Уплотнения, в которых уплотняющие элементы или сильфоны изготовлены из синтетических резин, как правило, на базе нитрильных каучуков можно применять в диапазоне температур от —40°С до +120°С.

При   изготовлении   уплотняющих   элементов   из   фторопласта или термостойких резин на  базе силиконовых, фторированных и фторсиликоновых   каучуков   верхний   предел   применения   таких уплотнений повышается до +200°С.

При более  высоких температурах следует применять  уплотнения с холодильником (при наличии уплотняющего элемента) или с металлическим сильфоном.

     Таким образом, температура перекачиваемой  насосом жидкости оказывает прямое влияние на выбор типа и материала уплотняющего элемента и на конструкцию торцового уплотнения целом.

       Необходимо  отметить, что торцовые уплотнения  не следует использовать при температуре, близкой к максимально допустимой для материала уплотняющих элементов. Такое ограничение объясняется тем, что в рабочем состоянии температура этих элементов практически всегда несколько выше температуры уплотняемой   жидкости    вследствие    выделяемого   трущейся парой  фрикционного тепла. Эта разность температур может колебаться от единиц до нескольких десятков градусов и зависит от pv.

Д и а м  е т р   в а л а, на котором устанавливается торцовое уплотнение, влияет на выбор конструкции последнего только в сочетании с числом оборотов вала (влияние фактора pv).

Теоретически уплотнение любого типа может быть сконструировано для валов всех применяемых диаметров. Однако для валов большого диаметра уплотнения с одной цилиндрической витой пружиной практически не применяются из-за больших осевых размеров.

О с е в  ы е  габаритные размеры камеры насоса, в которой должно быть размещено торцовое уплотнение, обусловливает выбор типа пружины для контактного устройства. Для устройства с одной цилиндрической витой пружиной требуется относительно больше места в осевом направлении, чем для устройства, состоящего из нескольких пружин.

Х и м и  ч е с к а я  активность уплотняемой жидкости приводит к применению для изготовления деталей торцового уплотнения коррозионностойких материалов, которые в свою очередь могут влиять на конструкцию уплотнения. Так, уплотняющие элементы из фторопласта можно применять только в виде манжет или клиновидных уплотнений.

Абразивность уплотняемой жидкости, т. е. наличие в перекачиваемой насосом жидкости твердых взвешенных частиц, требует принятия особых мероприятий, направленных на устранение возможности попадания таких частиц на поверхность трения рабочих втулок торцового уплотнения. Для одинарных торцовых уплотнений камеры уплотнения промывают чистой, не содержащей твердых взвешенных частиц, жидкостью. При перекачке подобных жидкостей успешно используются двойные торцовые уплотнения.

При наличии  в уплотняемых жидкостях незначительного  количества механических примесей лучше применять уплотнения с внешним нагружением, так как под действием центробежных сил вращающейся втулки твердые частицы будут отбрасываться от пары трения, тогда как в уплотнениях с внутренним нагружением эти силы будут втягивать абразивные частицы в зазор между рабочими втулками.

В нефтеперерабатывающей  промышленности к подобным случаям можно отнести перекачку вязких нефтепродуктов, таких как мазут, нефть и др.

Токсичность уплотняемой жидкости предопределяет возможность применения только двойных торцовых уплотнений с подачей в их камеру нейтральной уплотнительной жидкости под давлением, несколько превышающим давление перекачиваемой жидкости. В последнее время для таких целей используются исключительно герметичные насосы, не имеющие никаких уплотнений вала.

     Упругость паров уплотняемой жидкости принимается во внимание, когда давление жидкости в камере уплотнения близко к упругости ее паров при рабочей температуре. При таких условиях в случае неудовлетворительного отвода фрикционного тепла от пары трения температура уплотняемой жидкости может повыситься. Жидкость начнет испаряться, что приведет к сухому режиму трения рабочих торцов, к их интенсивному износу и к неустойчивому режиму работы уплотнения. Поэтому при работе уплотнения в среде жидкости с высокой упругостью паров при рабочей температуре отводу фрикционного тепла путем интенсивной циркуляции перекачиваемой насосом жидкости через камеру уплот-нения должно уделяться большое внимание.

     Кроме того, в самой конструкции торцового уплотнения следует принимать меры к снижению количества образующегося фрикционного тепла, например, уменьшать ширину контактирующегося пояска и удельное давление, применять материал для втулок с меньшим коэффициентом трения и др.

     В нефтяных центробежных насосах  при выборе торцовых уплотнений для работы в среде пропана, бутана, нестабильного бензина и других нефтепродуктов с высокой упругостью паров следует учитывать ее влияние на работу уплотнения и предупреждать возможные неполадки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РАСЧЕТ  ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ

 

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЯ  В ЗАЗОРЕ МЕЖДУ УПЛОТНЯЮЩИМИ ПОВЕРХНОСТЯМИ

 

Для изучения характера распределения давления жидкости в щели торцового уплотнения необходимо сделать ряд допущений, так как действительная картина такого распределения зависит от ряда факторов, влияние которых не поддается предварительной оценке.

Предположим, что рабочие поверхности пары трения (вращающейся и невращающейся втулок) установлены строго перпендикулярно и концентрично к оси вращения вала и что эти поверхности абсолютно плоские.

Зазор между  уплотнительными поверхностями рабочих втулок представляет собой капиллярную (узкую) щель, под которой имеются в виду щели таких малых размеров, что скорости течения жидкости через них не могут достигать столь высоких значений, чтобы вызвать турбулентность потока.

Перепад давления в зазоре торцового уплотнения равен разности между давлением со стороны уплотняемой жидкости и атмосферным давлением. По законам гидродинамики для падения давления и щели между уплотняемыми поверхностями необходим некоторый расход жидкости (утечка применительно к торцовым уплотнениям). Утечка способствует обильной смазке пары трения уплотняемой жидкостью.

Благодаря наличию  на уплотняемых поверхностях гребешков шероховатости возможен твердый контакт между ними. Однако площадь такого контакта по сравнению с площадью щели, заполненной жидкостью, будет мала. Следовательно, с большой степенью вероятности можно предположить, что жидкость располагается по всей площади контакта пары трения.

В результате многочисленных экспериментов было установлено, что наиболее удовлетворительные результаты работы торцового уплотнения имеют место при полужидкостном режиме трения в паре.

В этом случае часть нагрузки, действующей на максимально подвижную  втулку, воспринимается  контактирующимися гребешками шероховатостей, а остальная часть нагрузки — жидкостью, заполняющей зазор между уплотняющими поверхностями. Как уже упоминалось, расположенная в щели жидкость находится под. Действием перепада давления, воспринимаемого торцовым уплотнением.

     Следует отметить, что при полусухом и сухом режимах трения наблюдается повышенный износ уплотняющих поверхностей рабочих втулок, а при жидкостном трении — чрезмерная утечка.

Рис. 14 Схема действия гидростатического давления на аксиально-подвижную втулку и эпюра распределения давления в щели уплотнения

Наличие в  зазоре пары трения уплотняемой жидкости, находящейся  под действием перепада  давления р—р_б, приводит к возникновению расклинивающей силы R, действующей на аксиально подвижную втулку.

     На рис. 14 показана схема действия  давления жидкости на аксиально подвижную втулку. В идеальном случае, т. е. при соблюдении ранее сделанных предположений, эпюра распределения давления в щели будет иметь вид треугольника с вершиной, равной р, т. е. падение давления происходит по линейному закону. Рассмотрим неразгруженное уплотнение с коэффициентом разгрузки k=1 и внешним нагружением. Поскольку барометрическое давление р6=О,   то  перепад давления  в   щели равен Р6-Р=0. Определим величину расклинивающей силы R.. Применительно к обозначениям на рис. 14 можно написать в общем виде:

                                                                           (1)

 

где

                                               

Подставляя значение р_г в уравнение (1), получим

 

Интегрируем в пределах от r2 до r1 и проводим ряд преобразований

 (2)

Если предположить, что в зазоре имеется некоторое  среднее давление жидкости рср , равномерно распределенное по площади те (г1² —г2²) и составляющее долю перепада давления р в щели, то сила R может быть выражена через р следующим образом:

                                                        (3)

Решив совместно  уравнения (2) и (3) относительно рср и проведя ряд преобразований, получим:

                                        (4)

                        (5) 

Здесь m — коэффициент, выражающий соотношение между рср и р и зависящий от размеров рабочих втулок уплотнения.

На практике обычно принимают p_ср = 0,5p.

Проанализируем, какую ошибку вносит такое предположение  по сравнению со значениями, определенными  по уравнению (5) для наиболее широко применяемого в центробежных нефтяных насосах диапазона размеров рабочих втулок.

В таких насосах  размер D₂ колеблется от 50 до 150 мм. Принимаем ширину контактной поверхности b= 5 мм. Тогда:

для наибольшего  значения диаметра втулки

                  

для наименьшего  значения диаметра втулки

В данном случае расхождение составляет от 1,4 до 3,8%, чем практически   можно пренебречь.

В дальнейшем для всех расчетов торцовых уплотнении принимаем, что среднее давление в щели равно половине рабочего давления, т. е.

                                                       (6)

Знание действительного  характера распределения давления зазоре особенно важно при расчете разгруженных уплотнений. Отсутствие таких данных компенсируется соответствующим выбором коэффициента разгрузки.

     Линейное распределение давления  в щели возможно для реальной пары (см. рис. 14, кривая 1). Для реальных пар кривые 2 и 3 будут степенными. При этом величина расклинивающей  силы будет большей для кривой 3.

     На характер кривой распределения  давления вдоль зазора оказывает влияние вязкость жидкости: для жидкости с низкой вязкостью (пропан, бутан) характерна кривая 3, а для жидкости высокой вязкостью (смазочные масла) — кривая 2.