Сальниковые уплотнения шламовых насосов: недостатки эксплуатации, проблемы исследований Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

как в настоящее время остро стоит вопрос энергозатрат).

КОРОТКО ОБ АВТОРАХ ---------------------------------------------------------------------------------------------

Малыхина Н.А. - Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

Погонин Анатолий Алексеевич — профессор, кандидат технических наук, Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

Белянкина О.В. - Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

© А.А. Кузубов, А.А. Погонин, Е.И. Сизова, 2002

УДК 622.766.46

А.А. Кузубов, А.А. Погонин, Е.И. Сизова

САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ШЛАМОВЫХ НАСОСОВ: НЕДОСТАТКИ ЭКСПЛУАТАЦИИ, ПРОБЛЕМЫ ИССЛЕДОВАНИЙ

Б

ольшинство современных технологий, от самых простых до в высшей степени сложных, используемых в промышленности строительных материалов, требуют перекачки больших объемов самых разнообразных жидкостей и смесей. Перекачка главным образом осуществляется центробежными насосами, основным рабочим органом которых является вал.

В цементном производстве самым уязвимым местом используемых насосных агрегатов для перекачки сырьевых шламов является уплотнительный узел вращающегося вала. В большинстве применяемых типов насосов в качестве уплотнения вала используются сальниковые уплотнения с мягкой набивкой (около 90 %). Широкое распространение радиальных сальниковых уплотнений обусловлено их относительной простотой конструкции и эксплуатации, а также их дешевизной. Этот тип уплотнений в принципе неплохо зарекомендовал себя в работе при герметизации чис-

тых жидкостей и сред с небольшим количеством абразивных частиц (до 15 %).

Но в случае, когда герметизируемой средой является сырьевой цементный шлам, сальниковым уплотнениям присущи серьезные недостатки, наиболее основные из которых - это неудовлетворительный рабочий ресурс уплотнения, сравнительно большие утечки уплотняемой среды через уплотнение, а также в некоторых случаях, когда работа уплотнения происходит с подачей в узел промывочной воды, повышение влажности шлама.

Все вышеперечисленные недостатки связаны с тем, что цементный шлам представляет собой тонкодисперсную абразивную суспензию с размером твердых частиц не более 200 мкм, концентрацией до 50 %, которая обладает специфическими свойствами и особенностями поведения несущей среды, отличающимися от свойств и поведения других сред и абразивных гидросмесей. Микроразмер твердой фракции шлама, находящегося под избыточным давлением,

соизмерим с размером торцевого зазора между вращающимися валом и корпусом, что в совокупности с высокой плотностью дает возможность абразиву беспрепятственно и концентрированно просачиваться и попадать в уплотнение, вызывая интенсивный абразивный износ его элементов (сальнико-вой набивки и защитной втулки вала), что и приводит к невозможности обеспечения нормальной работы узла (требуемой герметичности).

Отсюда - сравнительно большой уровень утечки шлама через уплотнение, который, по предварительным подсчетам, в среднем составляет 4-5 л/ч, т.е. более 30-35 м3/год с одного агрегата. Учитывая количество эксплуатируемых насосов в стране, которое исчисляется десятками тысяч, можно представить, сколько перекачиваемого продукта в целом теряется через уплотнения.

Далее, интенсивный абразивный износ элементов уплотнения приводит к сравнительно быстрому выходу узла из строя. Здесь следует сказать, что, на наш взгляд, в случае со шламовыми насосами показатель надежности, долговечности уплотнения следует считать не только по ресурсу защитной втулки, как это принято в общем случае, но и по сроку службы пакета уплотнителя, который является катастрофически низким. Это объясняется тем, что шламовые насосы установлены в непрерывной технологической линии производства, и современной тенденцией, связанной с экономично-

стью установки шламовых насосов большой единичной мощности без резервирования, а частые простои технологических линий из-за остановки насоса для перебивки сальника в этом случае приводят к экономическим потерям. Кроме этого, введение системы ППР приводит к требованию обеспечения назначенного ресурса уплотнителя, следует учитывать и общее направление на уменьшение объема обслуживания оборудования на местах эксплуатации, вызывающее необходимость обеспечения достаточной долговечности пакета уплотнителя. Необходимо также учитывать и расход набивочных материалов, так как стоимость килограмма качественной безасбестовой набивки составляет 150-200 у. е. По имеющимся данным, собранным в результате изучения работы насосного оборудования на местах эксплуатации (ЗАО "Белгородский цемент" и ОАО "Оскол-цемент"), срок службы защитной втулки вала составляет в среднем 900-1200 ч (20-30 суток), а пакета набивки - 94-144 ч. (4-6 суток), что намного ниже требуемой нормы.

В некоторых конструкциях сальниковых уплотнений шламовых насосов предусмотрена подача чистой промывочной воды для защиты узла от попадания абразива, что в свою очередь приводит к возникновению дополнительных проблем. Промывочная вода подается под давлением на 0,5-1 МПа, превышающем давление герметизируемой среды. Но несмотря на это, опыт эксплуатации показал, что такая система защиты узла не полностью себя оправдывает и к тому же ведет к попаданию воды в перекачиваемый шлам, увеличивая тем самым его влажность (при двукратной перекачке влажность шлама увеличивается на 2-2,5 %). А это по регламенту технологического процесса производства сырья крайне нежелательно, так как в результате приходится увеличивать расход топлива на обжиг, чтобы испарить лишнюю влагу, что ведет к серьезным экономическим потерям для предприятия.

Несмотря на то что вышеперечисленные проблемы сальниковых уплотнений затрагивались не один раз до сегодняшнего дня, полностью или хотя бы достаточно основательно они решены не были. Предлагалось большое количество технических решений, направленных на устранение какого-либо одного недостатка и не нашедших широко практического внедрения.

На наш взгляд, это связано с тем, что все эксплуатационные недостатки тесно связаны между собой, поэтому их решение носит комплексный характер, что значительно усложняет задачу. Более того, несмотря на то что сальниковые уплотнения используются достаточно давно, особенности их работы при герметизации специфических сред до сих пор детально не изучены. Нет удовлетворительной физической модели для герметизации сред с давлением, превышающим 1 МПа. В настоящее время отсутствует научнообоснованная методика определения необходимых для заданных условий эксплуатации характеристик уплотнения. Выбор числа колец пакета определяется исходя из опыта эксплуатации, в зависимости от давления герметизированной жидкости. Выбор сечения набивки для валов большого диаметра (свыше 150 мм) в технической литературе совершенно не освещен. Для сальниковых уплотнений валов не исследован вопрос об оптимальном сечении и высоте пакета набивки, хотя именно эти величины определяют при прочих равных условиях напряжения и деформации и в уплотнителе.

Имеется ряд рекомендаций по выбору типа набивки в зависимости от давления герметизируемой среды, ее температуры и химсостава. Следует отметить, что эти рекомендации базируются в основном на опыте эксплуатации, и попытка их обобщения приводит к ряду противоречий. Так, для герметизации холодной воды ГОСТ 5152-84 рекомендует 18 марок набивок, причем критерий оптимального выбора в нем отсутствует. При выборе набивок для герметизации

гидроабразивных сред используется очевидный критерий - их стойкость, однако, как показывает практика, она является совершенно недостаточной. К тому же набивочный уплотнитель представляет собой материал со сложными физико-механичес-кими свойствами и анизотропными характеристиками, что дополнительно усложняет процесс исследования уплотнителей.

В технической литературе катастрофически мало данных, освещающих и обобщающих накопленный на производстве опыт эксплуатации сальниковых уплотнений шламовых насосов, а большинство предлагаемых методов и технических решений существует лишь в виде предложений, моделей и патентов, и не основывается на каких-либо фундаментальных исследованиях. Общие данные, полученные в результате исследований работы сальниковых уплотнений в других абразивных средах, в этом случае могут быть обобщены и применены только частично, так как их условия работы не полностью соответствуют условиям работы уплотнений в шламовых насосах. К тому же следует отметить, что широких исследований, посвященных вопросам повышения надежности сальниковых уплотнений центробежных насосов, транспортирующих цементные шламы, за последние 15 лет в нашей стране не проводились.

Все вышеперечисленные моменты приводят к сложности полномасштабного изучения всего комплекса физи-ко-меха-нических процессов, происходящих в узле. А именно комплексное выявление и осмысление всех значимых факторов, определение их взаимосвязи и степени влияния, а также построение математической картины, являются наиболее сложным моментом исследования.

Таким образом, затронутый вопрос остается актуальным и открытым по сей день, и наукой и практикой не найдено компромиссного решения проблем, удовлетворяющих как ученых, так и потребителей.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Гафт Я.З., Аношко ВА. Сальниковые уплотнения динамичных 2. Брот РА., Харламенко В.И., Тугунов П.И. Эксплуатация уп-

насосов. Обзорная информация: Серия ХМ-4. Насосостроение. - М.: Из-во лотнительных устройств с мягкой набивкой. - М.: Из-во ВНИИО-

ЦИНТИИХимНефтеМаш, 1980. - 50 с. ЭНГ, 1972. - 55 с.

3. Гафт Я.З. Набивные сальниковые уплотнения. Обзорная ХимНефтеМаш, 1972. - 32 с. информация: Серия ХМ-4. Насосостроение. - М.: Из-во ЦИНТИИ-

КОРОТКО ОБ АВТОРАХ ---------------------------------------------------------------------------------------------

Кузубов А.А. - Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

Погонин Анатолий Алексеевич — профессор, кандидат технических наук, Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

Сизова Е.И. - Белгородская государственная технологическая академия строительных материалов.

© Б.Г. Климов, Л.И. Матвеева, 2002

УДК 622.233

Б.Г. Климов, Л.И. Матвеева ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ БУРОВОЙ ТЕХНИКИ

П

ри бурении шпуров и скважин широко используются пневматические перфораторы, буровые головки и погружные ударники. Разнообразие условий эксплуатации и типоразмеров оборудования не позволяет однозначно на базе их технических характеристик дать ответ о целесообразности применения конкретной машины и тем более оценить экономические показатели ее применения. Метод расчета таких показателей должен основываться на определении удельной себестоимости единицы продукции. Элементами себестоимости любого товара являются совокупность заработной платы и начислений на нее, стоимости затрат на энергию, материалы и объем амортизационных отчислений.

Пусть минимум стоимости бурения погонного метра шпура (скважины) определяет наиболее эффективный или перспективный вид и тип оборудования для конкретных условий. Время бурения метра шпура в минутах с учетом формулы Ю.Г. Коняшина [1] по скорости процесса определяется как:

t = -

d 2 f

3,36 • А • n

(1)

где d - диаметр шпура, мм; f - крепость пород по шкале проф. М.М. Протодьяконова; А - энергия единичного удара, Дж; п - частота ударов, с-1

По В.М. Осецкому [2] энергия единичного удара, вызывающая внедрение коронки в породу и ее разрушение:

■ 2

A = A

о

mi + m2k mi + m2

2)

где энергия ударника перед нанесением удара:

А0 = PFS,

(3)

где р - разность давлений в камерах рабочего и холостого хода, Па; F - площадь ударника, м2; S - ход ударника, м; т 1 и т2 - соответственно масса ударника и бурового инструмента, кг; k - коэффициент восстановления при ударе.

С увеличением глубины скважин рост массы штанг т2 при использовании перфораторов и буровых головок снижает эффективность применения мощных ударных устройств, и предпочтение следует отдавать погружным пневмоударникам.

Частота ударов при равенстве времени рабочего и холостого ходов ориентировочно может быть рассчитана как:

n =

2 • S • m

p • F

(4)

таким образом, с учетом (1)-(4) удельная стоимость затрат на рабочую силу составит:

С! =Т„ t =

Vp3F 3S

(5)

(

2