Торцеві сальникові ущільнення і їх особливості

Торцеві сальникові ущільнення вдало поєднують у собі переваги торцевих ущільнень та простоту контактної пари тертя сальникових ущільнень. Фактично розглядається конструкція торцевого ущільнення, в якому одне із кілець пари тертя замінене кільцем пружної сальникової набивки (рис. 1.11). [2]

 

Рисунок 1.11 – Схема торцевого сальникового ущільнення

 

Герметизація досягається за рахунок торцевого підтиснення кільця сальникової набивки 3, що встановлене в аксіально – рухомій втулці 2, до опорного кільця 4. Як і в механічних торцевих ущільненнях, попереднє підтиснення виконується пружними елементами 1. До основних переваг торцевих сальникових ущільнень можна віднести відсутність у необхідності прецезійної обробки пари тертя зумовлене використанням сальникового кільця у якості одного з кілець пари тертя, високу герметичність і ресурс роботи ущільнення. [15]

Перелічимо найбільш важливі особливості торцевих сальникових ущільнень:

1 Пару тертя, як і в радіальних сальників, утворюють тверда металева і м'яка пружноеластичні поверхні.

2 Обертається, як і в механічних торцевих ущільненнях, може бути як тверда, так і м'яка поверхня.

3 В торцевому сальнику використовується, як правило, одне кільце набивання, і вплив сили тертя на контактний тиск дуже малий.

4 Зменшена площа тертя і кращий тепловідвід дозволяють торцевих сальникам надійно працювати з більш високими показниками навантаженості , з малими, близькими до крапельним, витоками і з підвищеним, у порівнянні з радіальними сальниками, ресурсом.

5 Істотно поліпшені теплові характеристики дозволяють створювати уніфіковані патронного типу конструкції торцевих сальників для широкого діапазону робочих параметрів.

6 При необхідності торцеві сальникові ущільнення можуть використовуватися як подвійні.

7 Оскільки одна з контактних поверхонь - м'яка набивка, відпадають вимоги прецизійної обробки пар тертя, обов'язкові для механічних торцевих ущільнень, для яких допустима не площинність не більше 0,9 мкм.

8 Торцеві сальники малочутливі до пружних деформацій елементів конструкції.

9 Як і в механічних торцевих ущільненнях, опорне кільце і (або) втулка з набиванням мають свободу осьових і кутових переміщень, здатних компенсувати можливі технологічні і експлуатаційні неспіввісності.

10 Антифрикційні просочення сальникової набивки зменшує швидкість зношування опорного кільця, і воно може виготовлятися з звичайних конструкційних сталей.

11 В торцевому сальнику знос опорного кільця не впливає на герметичність вузла, а величина зносу практично не лімітується.

12 Заміна пошкодженого кільця сальникової набивки не вимагає від'єднання насоса від приводу, що призводить до порушення центрування агрегату.

13 За техніко-економічними показниками (протікання, ресурс, втрати на тертя, витрата набивання) торцеві сальники перевершують радіальні, а їх вартість і експлуатаційні витрати значно нижче, ніж механічних торцевих ущільнень.[17]

 

Постановка задачі

Ротор та аксіально-рухома втулка з сальниковою набивкою, з пружними та демпфуючими елементами представляють собою пов’язану двомасову коливальну систему, яка здійснює малі осьові коливання. У першому наближенні сальникову набивку можна розглядати яка лінійно пружній матеріал. таке припущення дозволяє легко оцінити динамічні характеристики системи – власні частоти і амплітуди вимушених коливань. В якості зовнішніх гармонійних збурень виступають малі пульсації ущільнюваного тиску щодо його сталого значення:

Сам ротор пружно опертий в осьовому напрямі (коефіцієнт жорсткості ), а при осьових коливаннях долає силу - в’язкого супротиву. В багатьох випадках характер осьових коливань ротора визначається пристроєм автоматичного урівноваження осьових сил – автоматом розвантаження. В запропонованому аналізі виведені рівняння пов’язаної системи ротор – ущільнення, але в розрахунку вимушених коливань аксіально рухомої втулки коливання ротора розглядаються як заданий зовнішній кінематичний вплив на ущільнення.[8], [11]

 

 

 

2.РОЗРАХУНОК ВИМУШЕНИХ КОЛИВАНЬ АКСІАЛЬНО─РУХОМОЇ ВТУЛКИ ТОРЦЕВОГО САЛЬНИКОВОГО УЩІЛЬНЕННЯ

Статичний розрахунок

Аксіально-рухома втулка здійснює осьові коливання відносно положення статичної рівноваги, що визначається необхідною по вимогам герметичності величиною контактного тиску між набивкою та торцевою поверхнею опорного диска. Необхідний контактний тиск досягається за рахунок попереднього осьового переміщення натискної втулки . Попереднє переміщення створюється при монтажі ущільнення. Натискний пристрій, як правило, знаходиться в кришці ущільнюючого вузла. В процесі роботи насоса набивка додатково стискається зусиллям ущільнюваного тиску. Статичний розрахунок дозволяє визначити попередній натиск , що забезпечує оптимальний контактний тиск на сталому режимі роботи насоса. [8]

Якщо неврівноважену торцеву площу втулки, на яку діє ущільнюваний тиск позначити , то сила осьового тиску , де – площа контактної поверхні, – коефіцієнт навантаження, що використовується в теорії і практиці механічних торцевих ущільнень. Цим коефіцієнтом визначається головним чином ресурс ущільнення, так як від нього залежить режим роботи пари тертя. Рекомендації по вибору чисельних значень для різних конструкцій торцевих ущільнень та умов їх роботи ґрунтуються на досвіді експлуатації. Враховуючи практичну значущість коефіцієнта навантаження, в подальшому через нього будемо виражати силу тиску F.

Умова рівноваги аксіально-рухомої втулки (m) і ротора (M) приймають наступний вигляд.

 

Схема А – маса m:

маса M:

 

Рисунок 2.1 – Розрахункова схема ущільнення та його динамічна модель

 

З рівнянь рівноваги знаходимо

(2.1)

 

Схема В – маса m:

маса M:

 

(2.2)

 

Нульовими індексами відмічені усталені значення перемінних; – зміщення втулки і валу відносно ненавантаженого стану. [11]

Використовуючи формули (2.1) та (2.2) знайдемо зв’язок між необхідним середнім контактним тиском і попереднім зміщенням натискної втулки. Для схеми А деформація набивки , зусилля стиснення набивки , а середнє значення контактного тиску в парі тертя . Підставивши (2.1), знайдемо

(2.3)

 

(2.4)

 

– еквівалентні жорсткості послідовно з’єднаних пружин. Необхідний контактний тиск пропорціональний ущільнюваному тиску: . Коефіцієнт кратності приймається на основі досвіду експлуатації подібних конструкцій і залежить від робочих параметрів, вимог по герметичності і ресурсу, умов роботи.[8], [11]

Для схеми В зусилля стискання набивки , а необхідне попереднє зміщення натискної втулки

 

(2.5)

 

З формул (2.3) і (2.5) випливає, що при , тобто при відсутності попереднього зміщення натискної втулки від ненавантаженого стану набивки,

 

(2.6)

 

Таким чином коефіцієнт кратності пов’язаний з коефіцієнтом навантаження , і його можна розглядати як модифікований коефіцієнт навантаження, що залежить від схеми навантаження сальникової втулки.

Необхідно мати на увазі, що в більшості випадків, особливо в відцентрових машинах, ущільнюваний тиск пропорціональний квадрату частоти обертання ротора: , де узагальнений коефіцієнт В визначається конструкцією машини, геометрією її проточної частини. Оцінити величину можна по номінальним паспортним параметрам .[11]