Исследование причин появления негерметичности манжеты сальникового уплотнения электроприводного центробежного насоса ЭЦН-14.

Предварительное ознакомление с объектом исследования

Во время проведения осмотра и определения технического состояния самолета Ан-12 при приемке на заводе был обнаружен повышенный шум при работе топливного насоса.

Был произведен демонтаж топливного насоса с самолета с целью определения данной неисправности.

Насос в разрезе представлен на рисунке 1.10.

1 – электродвигатель МГП – 180, 2 – опорный конус, 3 – резиновая манжета, 4 – вал,

5 – шпонка, 6 – крыльчатка, 7 – кольцо, 8 – сливная пробка,

9 – кольцо крепёжное, 10 – кольцо стопорное, 11 – обтекатель, 12 – корпус,

13 – дренажный канал, 14 – фильтр, 15 – уплотнительное кольцо,

16 – крышка, 17 – замок.

Рисунок 1.10 – Насос ЭЦН-14

При разборке и детальнейшем осмотре выяснилось, что причиной повышенного шума насоса, является вымывание смазки из шарикоподшипника вследствие негерметичности резиновой манжеты электроприводного центробежного насоса ЭЦН-14.

На основании проведённого анализа можно сделать вывод о том, что наиболее вероятными причинами потери герметичности манжеты могут быть:

1) изменение физико-химических свойств резины в результате перегрева манжеты;

2) потеря герметичности вследствие неблагоприятного сочетания допусков и увеличения биения вала;

3) попадание загрязненной рабочей жидкости в область контакта манжеты с валом, износ вала и снижение необходимого для герметизации контактного давления.

Анализ внешнего состояния

В результате внешнего осмотра, после разборки отказавшего агрегата, было выявлено следующее:

- в насосе ЭЦН-14 геометрические размеры установленной резиновой манжеты соответствовали ТУ, однако присутствовали перегрев и изменение физического состояния материала манжеты (растрескивание резины), также присутствовали механические повреждения манжеты;

- на валу насоса были обнаружены продольные риски и износ вала в места контакта манжеты с валом 0,5мм;

- на контактной поверхности манжеты было обнаружено внедрение твердых механических частиц размером до 3 мкм, что говорит о том, что в зону контакта манжеты с валом попали посторонние механические частицы;

Анализ условий работы

На электроприводной центробежный насос ЭЦН-14 действуют различные факторы, такие как колебания температуры наружного воздуха и рабочей жидкости, повышенная вибрация, давление рабочей жидкости.

К конструктивным недостаткам, вследствие которых может возникнуть негерметичность манжетного уплотнения, можно отнести: плохие условия смазки и чрезмерный натяг, из-за которых происходит нагрев и износ деталей уплотнения; недостаточный натяг по контактным поверхностям; ошибки в назначении посадок вала и манжеты, при которых минимальный натяг манжетного уплотнения не обеспечивает необходимой герметичности.

К производственным факторам, влияющим на работу насоса, относятся шероховатость поверхности вала в месте контакта манжетного уплотнения, влияние допусков на вал и манжету, термообработка вала.

К эксплуатационным факторам, влияющим на герметичность уплотнения можно отнести загрязненность рабочей жидкости, которая в процессе эксплуатации не проверяется.

При изучении конструкции было установлено ее соответствие рабочему чертежу, отсутствие производственных дефектов, соответствие прочностных свойств материала.

На основании проведённого анализа можно сделать вывод о том, что наиболее вероятными причинами потери герметичности манжеты могут быть: перегрев манжеты, попадание загрязненной рабочей жидкости в область контакта манжеты с валом, износ вала и снижение необходимого для герметизации контактного давления; потеря герметичности вследствие неблагоприятного сочетания допусков.

Для доказательства выдвинутых гипотез произведём следующие поверочные расчёты:

1)тепловой расчет манжеты.

2)определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков;

3)определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков и допустимом биении вала;

4)определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков, допустимом биении и износе вала;

Поверочные расчеты:

Тепловой расчет манжетного уплотнения

Мощность трения N_f,Вт вследствие малой утечки через уплотнение практически равна тепловыделению Q_f в зоне контакта:

N_f = Q_f =M_f ·ω =0.5·π·f·P·D²·ω, (1.25)

где М_f – момент трения, Нм;

ω - угловая скорость вала, рад/с.

Q_f = 0,5·3,14·0,2·4158,6·0,007²·628 = 40,183 Вт;

Температура Т_у в зоне контакта:

Т_у = T + ΔТ_у, (1.26)

, (1.27)

где P_f – удельная сила трения, Н/м;

V – скорость скольжения, м/с;

Bi - критерий Био (является функцией критериев Рейнольдса Re и Прандля Pr) определяется по графически;

Для валов из конструкционной стали:

(1.28)

P_f = f ·P = 0.2·4158.6 = 631.8 H/м;

, (1.29)

, (1.30)

,

Т_у = 32,5 + 43.8 = 76.3 ˚С;

Рабочий диапазон температур данной манжеты (на основе СКН-18):

Т = (-45….+100)˚С

Время нагрева вала до установившейся температуры:

, (1.31)

.

Температура в зоне контакта Т_у = 76,3ºС, а рабочий диапазон температур манжетного уплотнения Т=(-45….+100)˚С, из этого следует что перегрева манжеты резинового уплотнения не было, а следовательно и предпосылок для нарушения герметичности.

Определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков

На элемент манжеты (рисунок 1.11) действуют следующие составляющие удельной силы контакта: – от растяжения манжеты; – от изгиба манжеты вследствие динамического и статического эксцентриситетов; – от растяжения пружины; – от давления жидкости и среды на профиль манжеты. Результирующее удельное контактное усилие:

(1.32)

Среднее контактное давление на кромке:

, (1.33)

где а – ширина контактной поверхности;

р_м, р_и, р_п, р_р – составляющие контактного давления соответственно от

сил .

Рисунок 1.11 – Схема сил, действующих на элемент радиальной манжеты

Профиль кривой распределения контактного давления р _к определяется формой кромки, положением плоскости пружины (размером Δ l), внутренним р или внешним р _с давлениями среды (рисунок 1.11) обычно применяют коническую кромку с углом конуса β = 15…25º, при этом смещение Δ l = 0,5…1,0мм. В этом случае эпюра давления имеет форму треугольника со скругленной вершиной (р _max ≈ 1.8 р _к). Экспериментальное определение начальной ширины а контактной поверхности затруднительно, а в процессе работы невозможно, поэтому в качестве основного параметра манжеты удобнее принимать удельное усилие на кромке. Ширина а зависит от твердости резины и радиуса скругления кромки. При р = р _с = 0 для резин с IRHD 80-85 а₀ = 0,15…0,3мм. В течении первых десятков работы манжеты ширина аувеличивается ориентировочно в соответствии с формулой:

а = а₀ + b·p, (1.34)

где а₀ – начальная ширина, мм;

b – коэффициент, (b ≈ 2·10^-9 при р <0,2МПа),

а = 0,2·10^-3 + 2·10^-9·141855 = 0,48·10^{-3 м.}

В насосе ЭЦН-14 установлена манжета на основе резины СКН-18 с IRHD 80-85 со следующими размерами (рисунок 1.12): l = 3,2мм; h₁ = 2,5мм; h₂ = 1,3мм; s = 2,5мм; s₁ =1,8 мм; s₂ = 2,8мм; s₃=3,2мм; S_0,7 = 1,7 см²; ρ = 1,2…1,43 ; D₀= мм; D = 8 ; D_к= 22 мм; В=9мм.

Рисунок 1.12 – Геометрические размеры манжеты

В общем случае на манжету действуют внутреннее давление рабочей среды р и внешнее давление р _с, которые создают на уплотняющей кромке удельное усилие:

, (1.35)

где l – ширина губки манжеты.

р _с = р _н = 760 мм рт.ст.= 0,1 Мпа.

р = 0,14 МПа.

.

При концентричной установке манжеты относительно вала губка деформируется подобно тонкостенной трубке, на которую по уплотняющей кромке действует равномерное распределение усилия :

, (1.36)

где Е – равновесный модуль растяжения резины, Па (для СКН-18, Е=4,5МПа);

S_0,7 – площадь сечения кромки по кольцу длиной 0,7 l, м²;

ΔD = D – D₀ – удлинение кромки в диаметральном направлении, м.

Учтем влияние допусков: примем диаметр вала минимальным, а диаметр манжеты – максимальным.

ΔD = 7,988 – 7,4 = 0,588мм.

Важной причиной утечек через манжетные уплотнения является наличие статического ξ_с и динамического ξ_д эксцентриситетов вала. Первый обусловливает неравномерность распределения давления р_к по окружности кромки, второй – радиальные перемещения точек уплотняющей кромки при вращении вала. Удельное усилие от изгиба губки оценивают по формуле:

, (1.37)

где s- толщина манжеты;

ΔR_ξ – смещение кромки манжеты от наличия эксцентриситетов.

,

где - смещение кромки манжеты от наличия статического

эксцентриситета, = 0,1м – для валов с диаметром до 80мм;

- смещение кромки манжеты от наличия динамического эксцентриситета, =2·ξ_д= 2·0,001 = 0,002мм – для валов с диаметром до 80мм.

.

Пружина при монтаже растягивается на ΔD_n =D₁ - D_n. Давление витков пружины на губку манжеты передается на контактную поверхность. Для стабильности плоскость пружины смещена относительно плоскости кромки на Δ l = 0,5…1 мм. Усилие связано с силой растяжения пружины Р_с соотношением:

, (1.38)

где А - коэффициент, учитывающий расположение пружины относительно

кромки (при Δl / l ≤0,1 А=0,9…1,0).

Результирующее удельное контактное усилие:

= 0,9564 + 0,01813 + 0,05407 + 0,0596 = 1,0882 ,

Среднее контактное давление на кромке:

, (1.39)

Необходимое контактное давление для герметизации [ р _к ] = 1,5 МПа.

При неблагоприятном сочетании допусков среднее контактное давление на кромке р_к=2,27МПа, что является больше необходимого для обеспечения герметизации контактного давления [ р _к ] = 1,5МПа, следовательно условие герметичности выполняется.

Неблагоприятное сочетание допусков не является причиной потери герметичности манжетного уплотнения.

Определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков и допустимом биении вала

С увеличением наработки радиальные перемещения вала, составляющие усилий и возрастут. Остальные составляющие удельного контактного усилия и остаются постоянными. Поэтому основное влияние на рк оказывает изменение усилия и усилия .

Радиальные перемещения вала обусловлены наличием радиального зазора в подшипнике. Следовательно, долговечность манжетного уплотнения будет зависеть от долговечности подшипникого узла. Радиальный зазор в подшипнике превышает допустимую величину значительно раньше появления первых признаков усталостного разрушения. В этих случаях расчет проводится с учетом коэффициента износа:

, (1.40)

где [ξ_д] – допустимый радиальный зазор подшипника;

- удельный износ, определяемый в зависимости от внутреннего диаметра подшипника. Для d_п = 10 мм, = 3,1 мкм.

Для электродвигателя МГП – 180 значение f = 5, тогда:

, (1.41)

.

Долговечность подшипника, для f = 5 и = 3,1 мкм, лежит в интервале (8,0…16) тыс. часов.

Подсчитаем результирующее удельное контактное усилие и среднее контактное давление на кромке манжеты при допустимом радиальном зазоре подшипника и неблагоприятном сочетании допусков. Радиальный зазор подшипника влияет на радиальный эксцентриситет вала.

=2·[ξ_д], (1.42)

= 2· 0,0155 = 0,031мм,

При увеличении динамического эксцентриситета усилие в разных точках окружности вала будет изменяться, и в точке с минимальным значением возможно невыполнение условия герметичности. Вращаясь, вал будет совершать колебательные движения. При движении вала вниз (рисунок 1.13) в точке А усилие максимальное, а в точке Б – минимальное.

А

Вал

Манжета

Б

Рисунок 1.13 – Влияние биения вала на усилие

Определим значение усилия и давление р _к в т. А и в т. Б.

т.А: , (1.43)

7,988 – 7,4 + 0,0155 = 0,6035мм,

Подставим значение в формулу

(1.44)

и определим:

.

Тогда результирующее удельное усилие:

= 1,24418 + 0,03755 + 0,05417 + 0,0597 = 1,3956 ,

и среднее контактное давление:

, (1.45)

.

т.Б: , (1.46)

= 7,988 – 7,4 – 0,0155 = 0,5725мм.

 

Подставим значение в формулу

и определим :

.

Тогда результирующее удельное усилие:

= 0,61597 + 0,03755 + 0,05417 + 0,0597 = 0,76739 ,

и среднее контактное давление:

,

.

Значение контактного давления при допустимых биениях подшипника и неблагоприятном сочетании допусков на вал и манжету является минимальным в точке Б.

Условие герметичности выполняется, так как р_к =1,61МПа больше необходимого для герметизации [ р _к ] = 1,5 МПа.

Неблагоприятное сочетание допусков и допустимое биение вала не является причиной потери герметичности манжетного уплотнения топливного насоса.

Определение герметичности манжетного уплотнения при неблагоприятном сочетании допусков, допустимом биении и износе вала

Вал имел износ в месте контакта с манжетой резинового уплотнения, равный 0,5 мм (D = 7,5мм). Определим, являлось ли это причиной утечек. Учтем влияния: биения вала и неблагоприятного сочетания допусков. В этом случае удельные усилия от давления жидкости и среды на профиль манжеты, и от браслетной пружины остаются неизменными.

= 5,97 ; = 5,408 .

Удельное усилие от изгиба манжеты вследствие эксцентриситета, по формуле:

(1.47)

Усилие и давление р _к в т. А и в т. Б.

т. А: ,

= 7,488 – 7,4 + 0,0155 = 0,1035мм.

Подставим значение в формулу

и определим:

,

Тогда результирующее удельное усилие:

=0,21675 + 0,03755 + 0,05408 + 0,0597 = 0,36808 ,

Среднее контактное давление:

,

.

т.Б: ,

= 7,488 – 7,4 – 0,0155 = 0,0725мм.

Подставим значение в формулу

и определим:

,

Тогда результирующее удельное усилие:

= 0,07797 + 0,03755 + 0,05408 + 0,0597 = 0,2293 ,

среднее контактное давление:

, .

При суммарном влиянии следующих неблагоприятных факторов: неблагоприятное сочетание допусков, биение и износ вала, среднее контактное давление (р _к =0,48МПа.) становится меньше необходимого для обеспечения герметизации ([ р _к ] = 1,5МПа), условие герметичности перестает выполняться.

Манжетное уплотнение топливного насоса становится негерметичным.

Определение допустимого износа вала

Определим максимальное усилие , при котором уплотнение негерметично, учтя биения вала:

, . (1.48)

Так как , и остаются постоянными, то находится по формуле:

= - - - , (1.49)

= 0,72 – 0,0597 – 0,05408 – 0,03755 = 0,56867 .

Так как негерметичность в т. Б возникает раньше (рисунок 1.13), то допустимый натяг манжетного уплотнения определится по формуле:

, (1.50)

Тогда диаметр вала, при котором возникает негерметичность:

D = ΔD + D₀ + ξ_Б = 0,25 + 7,4 + 0,0155 = 7,665 мм.

Отсюда износ вала v при минимальном допуске на вал будет:

v = 7,988 – 7,665 = 0,323 мм. (1.51)

При этом износе вала будет проявляться негерметичность.

Вывод:

Как видно из результатов расчётов негерметичность манжетного уплотнения возникает при неблагоприятном сочетании допусков, допустимом биении и износе вала. Износ вала сопровождается снижением предварительного натяга манжеты и уменьшением контактного давления. Износ вала происходит вследствие попадания твердых механических частиц и внедрения их в контактную кромку манжеты. В месте внедрения частицы в манжету она начинает контактировать с валом, в результате чего возникает абразивный износ. С увеличением времени эксплуатации количество твердых частиц возрастает, и интенсивность износа увеличивается. Это приводит к тому, что вал контактирует не с манжетой, а с твердыми частицами, внедренными в манжету по ширине контактной кромки. Когда износ достигает предельного значения [v] = 0,323мм, манжетное уплотнение становится негерметичным.