Вибір об’єкту та задачі досліду

КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА

Бакалавра

На тему: Аналіз осьових коливань торцевого сальникового ущільнення

Виконав: студент групи КМ-21

напрямок підготовки:

6.040202 – «Механіка»

Горобець Б.С.

Керівник: Марцинковський В.А.

Рецензент: Марцинковський В.А.

 

Суми 2016

РЕФЕРАТ

 

Кваліфікаційна робота бакалавра: 55 с., 23 рис., 1 таб., 17 дж.

Об'єкт дослідження: торцеве сальникове ущільнення.

Мета: числовий розрахунок амплітудних і фазових частотних характеристик двох різних типових конструкцій реального торцевого сальникового ущільнення.

Методи дослідження: аналіз і узагальнення даних джерел науково-технічної інформації; числове рішення задачі двомасової коливальної системи, що здійснює малі осьові коливання.

Ротор і аксіально – рухома втулка, в котрій знаходиться кільце сальникової набивки, разом з пружними та демпфірувальними елементами являють собою двомасову коливальну модель, здійснюючу незначні осьові коливання. Для оцінки динамічних характеристик системи в першому наближенні приймається припущення, так що сальникова набивка розглядається як пружній елемент з відповідною жорсткістю. Це дає змогу легко оцінити власні частоти та амплітуди вимушених коливань. В даній системі у якості зовнішніх гармонічних збудників приймаються малі пульсації ущільнюваного тиску відносно його сталого значення, і розглядаються як заданий кінематичний вплив на ущільнення.

В роботі проведений числовий розрахунок амплітудних і фазових частотних характеристик торцевого сальникового ущільнення, враховуючи, що статичний здвиг ротора відсутній. Власна частота осьових коливань втулки через високу жорсткість набивки набагато вища за робочу частоту, тому резонансні режими малоймовірні. Враховуючи спрощення, викликані малою масою втулки відносно маси ротора, розглядаються вимушені коливання втулки, збуджуючі осьовими коливаннями ротора і коливаннями ущільнюваного тиску.

ТОРЦЕВЕ САЛЬНИКОВЕ УЩІЛЬНЕНЯ, РОТОР, ОСЬОВІ КОЛИВАННЯ, АМПЛІТУДА КОЛИВАНЬ

ЗМІСТ

 

Вступ. 5

1. Вибір об’єкту та задачі досліду. 7

1.1 Механічні торцеві ущільнення. 7

1.1.1 Класифікація торцевих ущільнень. 13

1.1.2 Матеріали кілець торцевих ущільнень. 14

1.2 Радіальні сальникові ущільнення. 16

1.2.1 Принцип роботи радіальних сальникових ущільнень. 16

1.2.2 Конструктивні способи зменшення недоліків сальникових ущільнень 20

1.3 Торцеві сальникові ущільнення і їх особливості 23

1.4 Постановка задачі 25

2.Розрахунок вимушених коливань аксіально-рухомої втулки торцевого сальникового ущільнення. 26

2.1 Статичний розрахунок. 26

2.2 Вимушені коливання аксіально-рухомої втулки торцевого сальникового ущільнення 29

2.3 Числовий розрахунок. 34

2.4 Вимушені коливання системи ротор-аксіально рухома втулка торцевого сальникового ущільнення. 40

2.5. Числовий розрахунок. 49

2.6 Висновки. 51

Висновки. 53

Перелік посилань. 54

 

 

 

ВСТУП

В Сучасній технології постає питання про збільшення робочих тисків та подач різноманітних рідин та газів. Найбільш раціональним способом досягнення необхідних параметрів є використання відцентрових насосів та компресорів. В процесі створення таких агрегатів виникають нові науково-технічні проблеми, які по своїй значущості знаходяться в ряді важливіших питань машинознавства. Саме до класу подібних питань відносяться завдання по забезпеченню надійності та герметичності ущільнень роторів. Прикладами таких агрегатів є живильні насоси атомних електростанцій, турбонасосні агрегати ракетних двигунів та компресори для перекачування природного газу. В процесі створення відцентрових машин одними з першорядних задач є зниження вібрацій та розробка надійних та герметичних ущільнень, що мають значущу роль у ресурсі роботи агрегату. Найбільш розповсюдженими ущільненнями в насосах залишаються сальникові ущільнення через їх простоту монтажу та використання, а також їх дешевизну. Розширенням сфери використання сальникових ущільнень має місце їх поєднання з торцевими ущільненнями. В торцевому сальниковому ущільненні в якості однієї з пар тертя використовується сальникова набивка, що дає змогу забезпечити більш високий ресурс роботи ущільнення, та його надійність і водночас простоту в обслуговуванні, що зводиться до періодичної заміни кільця сальникової набивки без необхідності розбору ущільнюваного вузла, чи його демонтажу. Але, не зважаючи на переваги в парі тертя, діючі силові фактори на ущільнення здатні значно погіршити роботу ущільнюючого вузлу. Деякі з них залежать від частоти обертання валу, та змінюються з часом. Інші призводять ущільнення до нестійкої роботи через мінливий вплив в зазорі сальникового ущільнення. Ці фактори складають проблему в області розробки та дослідження ущільнень на вібрації. Одним з джерел силових факторів, діючих на ущільнюючий вузол є осьові коливання ротора, що виступають як вимушені коливання для сальникового ущільнення, з іншого боку на ущільнююче кільце діють пульсації ущільнюючого тиску, що може привести до недопустимого розкриття пари тертя ущільнення – неправильної роботи ущільнюючого вузла.

Тому метою даної роботи є аналіз осьових коливань торцевого сальникового ущільнення, та аналіз осьових коливань системи ротор – торцеве сальникове ущільнення.

Для досягнення цієї мети, поставлені наступні задачі:

1. Аналіз вимушених коливань втулки, що збуджуються осьовими коливаннями ротора та коливаннями ущільнюючого тиску.

2. Аналіз залежності величини коефіцієнтів жорсткостей пружних елементів та сальникової набивки на амплітудно-частотноі характеристики ущільнення.

Об’єкт дослідження: торцеве сальникове ущільнення.

Предмет дослідження: амплітудно-частотні характеристики сальникового ущільнення.

Методи дослідження: аналіз і узагальнення даних джерел науково-технічної інформації; обчислення та оцінка амплітудно-частотних характеристик втулки сальникового ущільнення.

Робота складається з двох розділів. Перша глава присвячена аналізу існуючих конструкцій механічних торцевих та сальникових ущільнень. В ній розглянуто класифікацію торцевих механічних та сальникових ущільнень, конструктивні особливості сальникових ущільнень. У другому розділі розглянута математична постановка статичного розрахунку, вимушених коливань аксіально-рухомої втулки та системи ротор – торцеве сальникове ущільнення.

 

 

ВИБІР ОБ’ЄКТУ ТА ЗАДАЧІ ДОСЛІДУ

Радіальні сальникові ущільнення

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]

 

Числовий розрахунок

Для того, щоб отримати деяке уявлення про динаміку аксіально – рухомої втулки реального торцевого сальникового ущільнення, розглянемо результати чисельного розрахунку амплітудних і фазових частотних характеристик двох різних за розмірами типових конструкцій. В обох прикладах статичний зсув ротора відсутній:

1. Насос двостороннього входу (типу Д) тиск нагнітання робоча частота обертання . Діаметр вала (захисної рубашки) під ущільненням 120 мм; , переріз набивки 20х20 мм, ; з досвіду приймається К=1,1. Коефіцієнти жорсткості пружних елементів та набивки По формулам (2.6), (2.8), (2.10),

2. Консольний конденсатний насос, тиск нагнітання , робоча частота . Діаметр валу під ущільненням 40мм; ; переріз набивки 8х8 мм, ; з досвіду приймаємо К=1,15; . По формулам (2.6), (2.8), (2.10) .

Більшість подібних насосів по параметрам займають проміжне положення, тому розрахунок таких крайніх варіантів дозволяє судити про динаміку ущільнень з проміжними параметрами.

На рисунках (2.2) та (2.3) приведені графіки амплітудних та фазових частотних характеристик для трьох значень показника затухання . Безрозмірні частотні характеристики для обох прикладів майже не відрізняються, тому показані тільки фази для обох варіантів розглянутих конструкцій. Результати оцінки амплітуд вимушених коливань на робочій і на резонансній частотах приведені в таблиці для амплітуд збурень і для показника затухання .

Попередня деформація пружних елементів і набивки, при яких торцевий стик не розкривається навіть на резонансних коливаннях, по умові (2.22), складає не менше 6,2 мм для моделі А, та не менше 5,5 мм для моделі В. Оскільки в розглянутих прикладах резонансні режими знаходяться далеко від номінальних, можна рекомендувати для набивки великого перерізу і для другого прикладу.

 

ν

ν

Af

Au

ν

φf

Рисунок 2.2 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ν)) та на пульсації тиску(Af(ν)) в безрозмірному вигляді; фазова частотна характеристика (φ(ν)) для першої моделі

 

ν

ν

Af

Au

φf

ν

Рисунок 2.3 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ν)) та на пульсації тиску(Af(ν)) в безрозмірному вигляді; фазові частотні характеристики (φ(ν)) для другої моделі

 

ω

ω

Af

Au

Рисунок 2.4 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді; для першої моделі

 

Af

Au

ω

ω

Рисунок 2.5 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді, для другої моделі

 

 

ω

ω

Af

Au

Рисунок 2.6 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді при збільшенні коефіцієнтів жорсткостей пружини та набивки, для першої моделі

 

Af

Au

ω

ω

Рисунок 2.7 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді при збільшенні коефіцієнтів жорсткостей пружини та набивки, для другої моделі

 

ω

ω

Au

Af

Рисунок 2.8 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді при зменшенні одного коефіцієнту жорсткості сальникової набивки, для першої моделі

 

ω

ω

Af

Au

Рисунок 2.9 – АЧХ як реакції на осьові коливання валу (Au(ω)) та на пульсації тиску(Af(ω)) в розмірному вигляді при зменшенні одного коефіцієнту жорсткості сальникової набивки, для другої моделі

Чисельний розрахунок

 

1⁰. Насос двостороннього входу (типу Д) тиск нагнітання , робоча частота обертання . Діаметр вала (захисної рубашки) під ущільненням 120 мм; , перетин набивки 20х20 мм, ; з досвіду приймаємо Коеіфцієнти жорсткості пружніх елементів і набивки ; коефіцієнт осьової жорсткості підшипників кочення . По формулам (2.27), (2.29), , , , .

2⁰. Консольний конденсатний насос, тиск нагнітання , рабоча частота обертання . Діаметр валу під ущільенням 40мм; , перетин набивки 8х8 мм, ; з досвіду приймаємо ; , По формулам (2.27), (2.29), , , . [11]

Більшість подібних насосів за параметрами займає проміжне положення, тому розрахунок таких крайніх варіантів дозволяє судити про динаміку ущільнень з проміжними параметрами.

На малюнках наведені амплітудно-частотні характеристики для консервативних систем (ϛ=0).

 

ν

ν

А

А

б

а

Рисунок 2.10 – АЧХ втулки і ротора схеми А (а) і схеми B (б) в безрозмірному вигляді

 

б

А

А

ν

ν

а

Рисунок 2.11 – АЧХ втулки і ротора схеми А (а) і схеми B (б) в розмірному вигляді

 

ν

>

ν

А

А

б

а

Рисунок 2.12 – АЧХ втулки і ротора схеми А (а) і схеми B (б) в розмірному вигляді при зменшенні коефіцієнту жорсткості сальникової набивки

 

Висновки

1. Ротор і аксіально-рухома втулка торцевого сальника утворюють слабо пов’язану двомасову систему з пружньо-демпферними зв’язками. Статичний розрахунок системи дозволяє підібрати початкове зміщення натискної втулки так, щоб в процесі роботи забезпечувався необхідний контактний тиск в парі тертя.

2. В якості першого наближення в диференціальних рівняннях сумісних коливань можна знехтувати перехресними зв’язками, враховуючи, що . В цьому випадку розглядаються вимушені коливання втулки, що збуджуються осьовими коливаннями ротора і коливаннями ущільнюваного тиску.

3. Власна частота осьових коливань втулки через велику жорсткість набивки, як правило, набагато більше робочої частоти обертання, тому резонансні режими рідкісне явище.

4. Власна частота ротора як другої парціальної системи в схемі А з обертовою втулкою не залежить від жорсткості набивки, на відміну від схеми В, в якій коливання ротора безпосередньо впливають на набивку.

5. Для ущільнення з аксіально-рухомою втулкою, що обертається кінематичне збудження передається через порівняно податливі пружні елементи, тому амплітуда резонансних коливань на порядок менша, ніж для ущільнення з втулкою, що не обертається.

6. На АЧХ коливань втулки видимі антирезонанси на другій парціальній частоті.

 

 

 

 

ВИСНОВКИ

1. Проведено аналіз існуючих конструкцій торцевих механічних, сальникових та торцевих сальникових ущільнень. Перераховано їх основні переваги та недоліки.

2. Виконаний аналіз осьових коливань реального торцевого сальникового ущільнення на прикладі двох різних по розмірам типових конструкцій (насос двостороннього входу (типу Д) і консольний конденсатний насос), та їх статичний розрахунок, що дає змогу визначити необхідні параметри для початкового підтиснення.

Попередня деформація пружних елементів та набивки, при яких торцевий стик не буде розкриватися складає не менше 6,2 мм для моделі А та не менше 5,5 мм для другої моделі. Оскільки в розглянутих прикладах резонансні режими знаходяться далеко від номінальних, можна рекомендувати для набивки великого перерізу і для другого прикладу.

На підставі побудованих графіків амплітудно-частотних характеристик для торцевого сальникового ущільнення та системи ротор – аксіально-рухома втулка можна сказати, що робота ущільнення на резонансному режимі малоймовірна через те, що частоти, на яких виникає резонанс в декілька разів перевищують робочу частоту.

3. Проведений аналіз залежності амплітудно-частотної характеристики від величини коефіцієнтів жорсткості пружних елементів та сальникової набивки. При початкових величинах коефіцієнтів жорсткості пружних елементів резонанс наступав на частоті обертання, що вдвічі перевищувала робочу. При підвищенні коефіцієнтів жорсткості резонансна частота перевищувала робочу майже втричі. Пониження коефіцієнту пружності сальникової набивки призвело до наближення резонансної частоти до робочої з різницею в 40 об/сек між величинами.

 

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Голубев А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов / А. И. Голубев. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1974. – 216 с.

2. Гудков С. Н. Торцовое сальниковое уплотнение с гидродинамической разгрузкой пары трения: диссертация на соискание научной степени канд. технических наук / С. Н. Гудков; Науч. рук. А.В. Загорулько. — Сумы: СумГУ, 2015. — 154 с. — СумГУ.

3 Марцинковський, В. А. Гермомеханіка. Розділ "Теорія і конструкція механічних торцевих ущільнень": конспект лекцій для студ. спец. 8.080303 "Динаміка і міцність" денної форми навчання / В. А. Марцинковський, С. М. Гудков, С. О. Міщенко. — Суми: СумДУ, 2009. — 68 с. — 6-02.4.

4. Максимов В. А. Бесконтактные уплотенения роторов центробежных
компрессоров: учеб. пос. / В. А. Максимов, М. Б. Хадиев, И. Г. Хисамеев, Р. М. Галиев; под общей редакцией В. А. Максимова. – Казань: Фэн. – 1998. – 292 с.

5..Kundera Czesław Problemy uszczelnień zespołow wirujących / Czesław Kundera. – Kielce: Politechnika Świętokrzyska, 2013. – 286 s.6.

6. Макаров Г. В. Уплотнительные устройства / Г. В. Макаров. – 2-е изд.,

перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1973. – 232 с.

7 Сайт [Электронный ресурс]. – Режим доступа: http://chem21.info/info/1024245/

8. Марцинковский В.А. Динамические характеристики торцового уплотнения с мягкой набивкой / Марцинковский В.А., Гудков С.Н., Ч. Кундера // Компрессорное и энергетическое машиностроение. – 2015.

9. Марцинковский В.А. Анносы атомных электростанций / В.А. Марцинковский, П.Н. Ворона. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 256 с.

10.Загорулько А.В. Экспериментальные исследования новых конструкций торцовых сальниковых уплотнений с гидродинамической разгрузкой пары трения / А.В. Загорулько, С.М. Гудков // Вісник СхідноукраїнськогоНаціонального університету імені Володимира Даля. – 2007. – №3. – С. 91-97

11.Марцинковский В.А. Осевые колебания системы ротор – торцевое сальниковое уплотнение / Марцинковский В.А., Гудков С.Н., Ч. Кундера // Компрессорное и энергетическое машиностроение. – 2015. – №4(42). – С. 5 – 10.

12. Марцинковский В. А. Динамика роторов центробежных машин: монография / В. А. Марцинковский. — Сумы: СумГУ, 2012. — 562 с.

13. Сайт [Электронный ресурс]. – Режим доступа: Сравнительная характеристика материалов сальников / http://pa-rti.ru/material.

14. Сайт [Электронный ресурс]. – Режим доступа: http://www.salnik.ru/company/technologies/kakie-salniki-lutsche-tpfe-vs-viton.html

15.. Марцинковский В. А. Вибрации роторов центробежных машин. Кн.1:Гидродинамика дросселирующих каналов / В. А. Марцинковский. – в 2-х кн. – Сумы: СумГУ, 2002. – 337 с.

16 Сайт [Электронный ресурс]. – Режим доступа: http://www.stroitelstvo-new.ru/nasosy/salnikovye-uplotneniya.shtml

17 Голубев Г.А., Контактные уплотнения вращающихся валов / Голубев Г.А., Кукин Г.М., Лазарев Г.Е.// Машиностроение. – 1976. – 264 с.

КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА

Бакалавра

На тему: Аналіз осьових коливань торцевого сальникового ущільнення

Виконав: студент групи КМ-21

напрямок підготовки:

6.040202 – «Механіка»

Горобець Б.С.

Керівник: Марцинковський В.А.

Рецензент: Марцинковський В.А.

 

Суми 2016

РЕФЕРАТ

 

Кваліфікаційна робота бакалавра: 55 с., 23 рис., 1 таб., 17 дж.

Об'єкт дослідження: торцеве сальникове ущільнення.

Мета: числовий розрахунок амплітудних і фазових частотних характеристик двох різних типових конструкцій реального торцевого сальникового ущільнення.

Методи дослідження: аналіз і узагальнення даних джерел науково-технічної інформації; числове рішення задачі двомасової коливальної системи, що здійснює малі осьові коливання.

Ротор і аксіально – рухома втулка, в котрій знаходиться кільце сальникової набивки, разом з пружними та демпфірувальними елементами являють собою двомасову коливальну модель, здійснюючу незначні осьові коливання. Для оцінки динамічних характеристик системи в першому наближенні приймається припущення, так що сальникова набивка розглядається як пружній елемент з відповідною жорсткістю. Це дає змогу легко оцінити власні частоти та амплітуди вимушених коливань. В даній системі у якості зовнішніх гармонічних збудників приймаються малі пульсації ущільнюваного тиску відносно його сталого значення, і розглядаються як заданий кінематичний вплив на ущільнення.

В роботі проведений числовий розрахунок амплітудних і фазових частотних характеристик торцевого сальникового ущільнення, враховуючи, що статичний здвиг ротора відсутній. Власна частота осьових коливань втулки через високу жорсткість набивки набагато вища за робочу частоту, тому резонансні режими малоймовірні. Враховуючи спрощення, викликані малою масою втулки відносно маси ротора, розглядаються вимушені коливання втулки, збуджуючі осьовими коливаннями ротора і коливаннями ущільнюваного тиску.

ТОРЦЕВЕ САЛЬНИКОВЕ УЩІЛЬНЕНЯ, РОТОР, ОСЬОВІ КОЛИВАННЯ, АМПЛІТУДА КОЛИВАНЬ

ЗМІСТ

 

Вступ. 5

1. Вибір об’єкту та задачі досліду. 7

1.1 Механічні торцеві ущільнення. 7

1.1.1 Класифікація торцевих ущільнень. 13

1.1.2 Матеріали кілець торцевих ущільнень. 14

1.2 Радіальні сальникові ущільнення. 16

1.2.1 Принцип роботи радіальних сальникових ущільнень. 16

1.2.2 Конструктивні способи зменшення недоліків сальникових ущільнень 20

1.3 Торцеві сальникові ущільнення і їх особливості 23

1.4 Постановка задачі 25

2.Розрахунок вимушених коливань аксіально-рухомої втулки торцевого сальникового ущільнення. 26

2.1 Статичний розрахунок. 26

2.2 Вимушені коливання аксіально-рухомої втулки торцевого сальникового ущільнення 29

2.3 Числовий розрахунок. 34

2.4 Вимушені коливання системи ротор-аксіально рухома втулка торцевого сальникового ущільнення. 40

2.5. Числовий розрахунок. 49

2.6 Висновки. 51

Висновки. 53

Перелік посилань. 54

 

 

 

ВСТУП

В Сучасній технології постає питання про збільшення робочих тисків та подач різноманітних рідин та газів. Найбільш раціональним способом досягнення необхідних параметрів є використання відцентрових насосів та компресорів. В процесі створення таких агрегатів виникають нові науково-технічні проблеми, які по своїй значущості знаходяться в ряді важливіших питань машинознавства. Саме до класу подібних питань відносяться завдання по забезпеченню надійності та герметичності ущільнень роторів. Прикладами таких агрегатів є живильні насоси атомних електростанцій, турбонасосні агрегати ракетних двигунів та компресори для перекачування природного газу. В процесі створення відцентрових машин одними з першорядних задач є зниження вібрацій та розробка надійних та герметичних ущільнень, що мають значущу роль у ресурсі роботи агрегату. Найбільш розповсюдженими ущільненнями в насосах залишаються сальникові ущільнення через їх простоту монтажу та використання, а також їх дешевизну. Розширенням сфери використання сальникових ущільнень має місце їх поєднання з торцевими ущільненнями. В торцевому сальниковому ущільненні в якості однієї з пар тертя використовується сальникова набивка, що дає змогу забезпечити більш високий ресурс роботи ущільнення, та його надійність і водночас простоту в обслуговуванні, що зводиться до періодичної заміни кільця сальникової набивки без необхідності розбору ущільнюваного вузла, чи його демонтажу. Але, не зважаючи на переваги в парі тертя, діючі силові фактори на ущільнення здатні значно погіршити роботу ущільнюючого вузлу. Деякі з них залежать від частоти обертання валу, та змінюються з часом. Інші призводять ущільнення до нестійкої роботи через мінливий вплив в зазорі сальникового ущільнення. Ці фактори складають проблему в області розробки та дослідження ущільнень на вібрації. Одним з джерел силових факторів, діючих на ущільнюючий вузол є осьові коливання ротора, що виступають як вимушені коливання для сальникового ущільнення, з іншого боку на ущільнююче кільце діють пульсації ущільнюючого тиску, що може привести до недопустимого розкриття пари тертя ущільнення – неправильної роботи ущільнюючого вузла.

Тому метою даної роботи є аналіз осьових коливань торцевого сальникового ущільнення, та аналіз осьових коливань системи ротор – торцеве сальникове ущільнення.

Для досягнення цієї мети, поставлені наступні задачі:

1. Аналіз вимушених коливань втулки, що збуджуються осьовими коливаннями ротора та коливаннями ущільнюючого тиску.

2. Аналіз залежності величини коефіцієнтів жорсткостей пружних елементів та сальникової набивки на амплітудно-частотноі характеристики ущільнення.

Об’єкт дослідження: торцеве сальникове ущільнення.

Предмет дослідження: амплітудно-частотні характеристики сальникового ущільнення.

Методи дослідження: аналіз і узагальнення даних джерел науково-технічної інформації; обчислення та оцінка амплітудно-частотних характеристик втулки сальникового ущільнення.

Робота складається з двох розділів. Перша глава присвячена аналізу існуючих конструкцій механічних торцевих та сальникових ущільнень. В ній розглянуто класифікацію торцевих механічних та сальникових ущільнень, конструктивні особливості сальникових ущільнень. У другому розділі розглянута математична постановка статичного розрахунку, вимушених коливань аксіально-рухомої втулки та системи ротор – торцеве сальникове ущільнення.

 

 

ВИБІР ОБ’ЄКТУ ТА ЗАДАЧІ ДОСЛІДУ