РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ОБЪЕКТА ПРОЕКТИРОВАНИЯ

2.1 Выбор базовой модели и техническая характеристика

 

В дипломном проекте в качестве базового насоса для транспортировки нестабильного конденсата от приемной емкости УСК до ректификационной колонны используется консольный насос НКВ 360/200 - Г, со следующими характеристиками:

Подача, м3/ч (м3/с)………………………………………………………360 (0,1)

Напор, м ……………………………………………………………………..200

Частота вращения, об/мин (с-1)………………………………….....2950 (49,17)

Мощность двигателя, кВт ………………………………………………….400

Масса, кг ……………………………………………………………………4730

 

2.2 Определение основных параметров

 

Методика расчета данного раздела взята из источника [ ], который указан в библиографическом списке.

На рисунке 2.1 представлена схема к расчету.

При расчете проточных каналов, прежде всего, определяются размеры меридианного сечения рабочего колеса и отвода.

Коэффициент быстроходности ns

, (2.1)

где n – скорость вращения вала насоса , n=49,17 с-1;
  Q – подача насоса, Q=0,011 м3/с;

D1 – диаметр колеса у входной кромки лопасти, м; D2 – средний внешний диаметр колеса, м; 1 – относительная скорость жидкости на входе в колесо, м/с; u1 – окружная скорость жидкости на входе в колесо, м/с; с1 – абсолютная скорость жидкости на входе в колесо, м/с; 1 – угол, между векторами абсолютной и окружной скорости на входе в колесо, º; 1 – угол, между касательной к лопатке и касательной к окружности на входе в колесо, º; 2 – относительная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с; u2 – окружная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с; с2 – абсолютная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с; 2 – угол, между векторами абсолютной и окружной скорости на выходе из колеса, º; 2 – угол, между касательной к лопатке и касательной к окружности на выходе из колеса, º

 

Рисунок 2.1 – Схема к расчету

 

  Нст – напор одной ступени насоса, Нст=22 м [ ].

.

Для центробежных насосов такой коэффициент допустим, однако он свидетельствует о небольшом КПД насоса.

Расход жидкости в каналах рабочего колеса Qк, м3/с

, (2.2)

где об – объёмный КПД насоса;

(2.3)

,

м3/с.

Приведённый диаметр входа в рабочее колесо D1пр, м

, (2.4)

где kвх – коэффициент входа, kвх =0,95.

м.

Коэффициент полезного действия насоса

, (2.5)

где – механический КПД насоса, =0,78;
  – гидравлический КПД насоса.

(2.6)

,

.

Мощность насоса (потребляемая насосом) N, кВт

, (2.7)

где – плотность перекачиваемой жидкости, =793,8 кг/м3 [ ].

кВт.

Диаметр вала dв, м

, (2.8)

где – допустимое напряжение материала вала при кручении, =12 МПа.

м.

Внешний диаметр втулки dвт, м

(2.9)

м.

Диаметр входа в колесо D0, м

, (2.10)

где – осевая скорость жидкости у входа, м/с.

(2.11)

м/с,

м.

Диаметр колеса у входной кромки лопасти D1, м

(2.12)

м.

 

Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b1, м

, (2.13)

где – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходного сечения, м/с.

м.

Угол входной кромки лопастей , ºС

, (2.14)

где – угол атаки, =15;
  – угол, между касательной к лопатке и касательной к окружности на входе в колесо, º.

, (2.15)

где – скорость потока на входе, м/с;

, (2.16)

где – коэффициент стеснения, =1,15.

м/с;

  – окружная скорость жидкости на входе в колесо, м/с

, (2.17)

где – угловая скорость, рад/с.

(2.18)

рад/с,

м/с,

,

.

Средний внешний диаметр колеса D2, м

, (2.19)

где – окружная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с.

, (2.20)

где – теоретический напор, м;

(2.21)

м.

  – коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса.

, (2.22)

где – коэффициент реакции, =0,7.

м/с,

м.

Ширина канала рабочего колеса у выходной кромки лопасти b2, м

, (2.23)

где – меридиальная скорость жидкости на выходе из колеса, взятая без учёта стеснения проходного сечения лопастями, м/с.

(2.24)

м/с,

м.

Угол выходной кромки лопасти 2, º

, (2.25)

где – относительная скорость жидкости на входе в колесо, м/с;
  – относительная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с, / =1,15;
  – коэффициент стеснения проходного сечения лопастями на выходе из колеса, k2=1,05.

.

Оптимальное число лопастей даёт формула К. Пфлейдерера

, (2.26)

где k – коэффициент толщины лопастей, k=6,5.

.

Теоретический напор колеса при бесконечном числе лопастей Нрт, м

, (2.27)

где р – коэффициент, учитывающий бесконечное число лопаток.

, (2.28)

где – коэффициент стеснения потока.

Для насосов с коэффициентом быстроходности ns=0,06…0,125 находим по формуле:

(2.29)

,

,

м.

Проверка расчёта:

, (2.30)

где – скорость потока на выходе, м/с.

м/с.

(2.31)

м/с.

(2.32)

м.

(2.33)

м.

, (2.34)

где – толщина лопатки на входе, S1=0,004 м.

.

, (2.35)

где – толщина лопатки на выходе, S2=0,002 м.

.

Коэффициенты k1 и k2 существенно (более чем на 3 %) не отличаются от принятых ранее (1,15 и 1,05). Расчёт можно закончить.

 

2.2.1 Расчет на прочность основных деталей

 

2.2.2 Расчет корпуса насоса

 

Методика расчета данного раздела взята из источника [ ], который указан в библиографическом списке.

Минимальная толщина стенки корпуса S, м:

, (2.36)

где – внутренний диаметр цилиндрической части корпуса; Dвн=0,226 м [ ];
  р – внутреннее давление; р=2,2 МПа [ ];
  с – поправочный коэффициент на коррозию; с=0,004 м;
  – допускаемое напряжение на растяжение материала корпуса, МПа.

, (2.37)

где – предел выносливости материала при растяжении, для марки стали 25Л =580 МПа;
  – коэффициент запаса прочности, =3.

МПа,

м.

 

2.2.3 Расчет фланца насоса

 

Схема фланцевого соединения изображена на рисунке 2.2.

Эксплуатационное усилие Рэксп, кН

(2.38)

где – усилие давления среды, кН;
  – усилие для поддержания герметичности, кН;
  D – средний диаметр уплотнения, D=0,225м [3];
  р – рабочее давление, р=2,2 МПа [3];
  m – прокладочный коэффициент, m=5,5;
  – усилие от воздействия температурной среды, кН

, (2.39)

где – разность температур в момент прогрева, =20С;
  – коэффициент температурного расширения материала фланца =11,7·10-6 К-1;
  – модуль упругости материала шпильки, =2·1011 Па;
  – модуль упругости материала прокладки, =2·1011 Па;
  – длина растягиваемой части шпильки, м;

, (2.40)

где – ширина фланца, Нф=0,015 м;
  – зазор между фланцами после затяжки, =0,0048 м.

м.

  – высота прокладки между поверхностями её опоры о соседние фланцы, м

, (2.41)

 

Dш – диаметр делительной окружности центров отверстий под шпильки, м; Dв – внутренний диаметр патрубка, м; D3 – большой диаметр шейки, м; l – плечо действия расчетной нагрузки, м; А-С – опасное сечение, Нф – ширина фланца, м; hшп – длина растягиваемой части шпильки, м; d1 – внутренний диаметр резьбы шпильки, м; dшп – диаметр шпильки, м

 

Рисунок 2.2 – Схема фланцевого соединения

 

где – высота прокладки, Н=0,01 м;
  – радиус округления прокладки, R0=0,004 м.

м.

  – площадь горизонтального сечения шпильки, м2;

, (2.42)

где Dшп – диаметр шпильки, Dшп=0,024 м.

м2.

  – площадь горизонтального сечения прокладки, м2.

(2.43)

где Dнар – наружный диаметр прокладки, Dнар=0,0775 м;
  Dвн – внутренний диаметр прокладки, Dвн=0,0725 м.

м2.

кН.

  Вэф – эффективная ширина прокладки, м.

, (2.44)

где В – ширина прокладки, В=0,01 м.

м,

Усилие предварительной затяжки Рзат, кН

(2.45)

где – удельное давление смятия прокладки для создания герметичности, =130 МПа.

кН.

За расчётное усилие Ррасч, кН принимают наибольшее из двух, т.е.

Ррасч=Рэксп=74,17 кН.

Усилие затяжки на одну шпильку Рш, кН

, (2.46)

где z – число шпилек, z=6.

кН.

Напряжение в шпильке рас, МПа

, (2.47)

где d1 – внутренний диметр резьбы шпильки, d1=0,020752 м;
  nш – коэффициент запаса прочности, nш=3;
  – предел текучести материала шпильки, для Ст6сп =325 МПа.

МПа.

Условие прочности выполняется.

Необходимый момент крепления шпилек Мш, Н·м

, (2.48)

где – угол подъёма резьбы.

, (2.49)

где S – шаг резьбы, S=0,003 м.

.

  – угол трения в резьбе;

, (2.50)

 

где f1 – коэффициент трения в резьбе, f1=0,15.

.

  f – коэффициент трения гайки о фланец, f=0,2;
  D0 – наружный диаметр опорного бурта гайки, м.

(2.51)

м,

При расчёте фланца его можно представить в виде консольной балки с заделкой в сечении А–С. В опасном сечении А – С изгибающий момент , кН

, (2.52)

где l – плечо действия расчётной нагрузки, м.

, (2.53)

где Dш – диаметр делительной окружности центров отверстий под шпильки, Dш=0,12 м;
  D3 – большой диаметр шейки, D3=0,085 м;
  Dнп – наружный диаметр прокладки, Dнп=0,0775м.

м,

кН.

Момент сопротивления опасного сечения А – С изгибу WАС, м3

, (2.54)

где Dрас – расчётный диаметр наиболее нагруженной точки сечения А–С, м;

, (2.55)

 

где Dср.к – средний диаметр канавки фланца, Dср.к=0,075м.

м.

  f – глубина канавки, f=0,004 м.

м3.

Напряжение изгиба , МПа

, (2.56)

где nф – коэффициент запаса по пределу выносливости материала, nф=3;
  – предел текучести материала фланца, для стали 25Л =300 МПа.

.

Условие прочности выполняется.

 

2.2.4 Расчет вала насоса

 

Методика расчета взята из источника [ ].

Схема к расчету представлена на рисунке 2.3.

Расчет вала на прочность выполнен на ЭВМ в программеAPM Graph. В приложении А приведена расчетная схема и результаты расчета.

Исходные данные для расчета :

Момент кручения

(2.57)

где N – мощность насоса, N=315 кВт

– угловая скорость

Нм

F1=100 Н, F2=70 Н – силы, действующие на вал от центробежного и винтового колеса соответственно.

2.3 Разработка конструкции усовершенствованного узла объекта

 

2.3.1 Патентное исследование

 

Целью данного исследования является поиск новых конструктивных решений в области усовершенствования конструкции торцовых уплотнений,

чтобы повысить его надежность, долговечность и герметичность.

Технический уровень и тенденции развития уплотнений приведены в таблице 2.1.

 

2.3.2 Расчет торцового уплотнения

 

Методика расчета торцового уплотнения взята из источника [ ], который указан в библиографическом списке.

На рисунке 2.4 представлена расчетная схема.

Площадь поверхности трения F, м2

, (2.58)

где – наружный диаметр рабочего кольца, =0,095 м [ ];
  – внутренний диаметр рабочего кольца, =0,09 м [ ].

м2.

Неуравновешенная площадь аксиально-подвижного кольца f, м2

, (2.59)

где – диаметр расточки под торцовое уплотнение, =0,11 м [ ];

м2.

Коэффициент разгрузки К

(2.60)

.

Удельное давление от усилия всех пружин при максимальном их прижатии, без учета сил трения , кПа

, (2.61)

где S – суммарное усилие пружин, S=6 Н [ ].

кПа.

Удельное давление с учетом давления в камере уплотнения , кПа

, (2.62)

где р – давление уплотняемой среды, р=2,2 МПа [ ].

кПа.

Результирующее удельное давление в паре трения при максимальном сжатии пружин , кПа

(2.63)

кПа.

Мощность, затрачиваемая на трение контактных колец одинарного торцевого уплотнения Nтр, Вт

, (2.64)

 

где – коэффициент трения, =0,1;
  D – средний диаметр рабочего кольца, м;

(2.65)

м.

 

Таблица 2.1– Патентные исследования

 

Основные тенденции развития данного вида техники и направления поиска ведущих фирм Источник информации     Средства реализации тенденции  
    В объектах ведущих фирм       В объектах разработки  
Торцовое уплотнение вала СССР Черный В. Я., Тарасов А. Н., Пустовой Ю. М., А.с. 561823 28.03.72-15.06.77 Данное уплотнение отличается тем, что пружина выполнена в виде разрезной втулки, снабженной грузами, один торец которой жестко связан с вращающимся кольцом, а с внешней стороны втулки установлено предохранительное кольцо. Уплотнение отличается тем, что внутренняя сильфонная сборка смонтирована на закрепленной на валу втулке, а наружная (неподвижная) смонтирована на корпусе торцового уплотнения
Сальниковое уплотнение вращающегося вала СССР Быстров Н. М., Кутиков В. М., Лебедевич В. И., А.с. 588432 23.03.76- 15.01.78 Данное уплотнение отличается тем, что с целью упрощения обслуживания, вал установлен в корпусе привода на дополнительном подшипнике с возможностью аксиального перемещения и выполнен ступенчатым с торцовым буртом, взаимодействующим с набивкой сальникового уплотнения, на вторую сторону которой воздействует торец ступицы рабочего органа, связанного с валом и установленного в корпусе на подшипнике. Не используется

Окончание таблицы 2.1

Сальниковое уплотнение СССР Василенко А. Я., Свитка Н. И., Коростелев В. П., А.с. 634057 27.12.76- 25.11.78 Данное уплотнение отличающееся тем, что с целью упрощения извлечения набивки, защитная втулка выполнена с кольцевым фланцеобразным выступом со стороны рабочей полости и кольцевой канавкой на наружном диаметре с противоположного конца, а на нажимном элементе выполнены винтовые фиксаторы, входящие в кольцевую канавку. Не используется

 

 

d1 – наружный диаметр рабочего кольца, м; d2 – внутренний диаметр рабочего кольца, м; d0 – диаметр расточки под торцовое уплотнение, м

 

Рисунок 2.4 – Расчетная схема

 

 

  b – ширина плоскости контакта рабочего кольца, м;

(2.66)

м.

  V – скорость вращения рабочего кольца, м/с.

, (2.67)

где n – число оборотов вала, n=2950 об/мин [3].

м/с.

Вт.

Количество тепла, выделяемое парой трения Q, Дж/с

(2.68)

где А – тепловой эквивалент работы, А=4186,8/427 Дж/кгм.

кДж/с.

Разность температур жидкости на входе в камеру торцового уплотнения и на выходе из нее t, С

, (2.69)

где С – удельная теплоемкость жидкости, С= 2093 Дж/кгС;
  – плотность жидкости, =793,8 кг/м3;
  Qp – расход жидкости в линии разгрузки, Qp=1,39 л/с.

ºС.

Очевидно, что выбранный расход жидкости в линии разгрузки вполне обеспечит нормальную работу торцевого уплотнения.

 

2.3.3 Расчет теплообменника системы охлаждения

 

Корпус теплообменника представляет собой сварную конструкцию из коррозионно-стойкой стали 12Х18Н10Т ГОСТ 5632-72, состоящую из обечайки, двух эллиптических днищ (верхнее и нижнее) и ком­плекта штуцеров, патрубков, бобышек для присоединения контрольно-измерительных приборов и трубопроводов. Эскиз корпуса представлен на рисунке 2.5.

При сборке теплообменника во внутреннюю полость корпуса с помощью сварных соединений устанавливают змеевик.

Расчет выполняется из условия, что при аварийном разрушении 1-й пары трения двухступенчатого торцового уплотнения центробежного насоса во внут­реннюю полость теплообменника поступает рабочий продукт, перекачиваемый насосом, под давлением, принятым за расчетное.

Размеры элементов корпуса были приняты при разработке изделия на основе предварительных расчетов и сравнения с имеющимися аналогами.

Рабочее положение теплообменника - вертикальное.

Задачей расчета является проверка прочности конструктивных элементов корпуса теплообменника и его сварных соединений.

Исходные данные к расчету:

Материал обечайки сосуда «труба 159x6- 12Х18Н10Т ГОСТ 9941-81

Расчетная температура, ° С ……………………………………………………. + 100

Рабочее давление, МПа …………………………………………………………… 0,3

Расчетное давление, МПа…………………………………………………………. 3,5

Пробное давление, МПа……………………………………………………………4,5

 

2.3.3.1 Расчет на прочность цилиндрической обечайки корпуса, нагруженной внутренним избыточным давлением.

 

Допускаемое напряжение при расчете по предельным нагрузкам для стали 12Х18Н10Т при Трасч= + 100°С, = 174 МПа

 

 

1 – обечайка; 2 – эллиптическое днище

 

Рисунок 2.5 – Эскиз корпуса теплообменника

 

Проверка выполнения условия применимости расчетных формул:

для труб при D <200 мм:

(2.70)

где: S - номинальная толщина стенки, S = 6 мм;

C1 - прибавка к расчетной толщине стенки для компенсации кор­розии,

С1 = 0;

D - внутренний диаметр трубы;

D = 159 — 2 · 6= 147 мм

Условие (2.70) выполняется.

Допускаемое внутреннее избыточное давление:

(2.71)

где: = 174 МПа;

= 1 - коэффициент прочности сварного шва для бесшовных элементов сосудов;

S = 0,6 см - толщина стенки трубы;

С = С1 + C2+ С3 - прибавка к расчетной толщине стенки трубы;

С1 = 0 - прибавка к расчетной толщине стенки для компенсации коррозии;

С2 = 0,125 · S = 0,125 · 6 = 0,75 мм = 0,075 см - прибавка для компен­сации минусового допуска на толщину стенки трубы (±12,5% для труб обыкновенной степени точности);

С3 = 0 - прибавка технологическая;

С = 0 + 0,075 + 0 = 0.075 см

D= 14.7 см

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

(2.72)

где: р = 3,5 МПа - расчетное давление;

 

2.3.3.2 Расчет на прочность эллиптического днища 159x6 - 12Х18Н10Т, нагруженного внутренним избыточным давлением.

 

Эскиз днища представлен на рисунке 2.6.

Условия применимости расчетных формул:

(2.73)

(2.74)

где: S1 =0,6 см - толщина стенки трубы;

С= С1 + С2 + С3 — прибавка к расчетной толщине стенки днища;

С1 = 0 - прибавка к расчетной толщине стенки для компенсации коррозии;

С2 = 0,125 · S = 0,125 · 6 = 0,75 мм = 0,075 см - прибавка дли компенсации

минусового допуска на толщину стенки днища (±12,5%);

C3 =0,025 см - прибавка технологическая на утонение стенки днища при пла-

стической деформации;

С = 0 + 0,075+ 0,025 = 0,1 см

D = 14,7 см - внутренний диаметр цилиндрической части днища.

Н = 3,4 см — глубина эллиптической части днища;

Условия (2.73) и (2.74) выполняются.

Допустимое внутреннее избыточное давление:

; (2.75)

где: = 174 МПа ;

= 1 - для днищ, изготовленных из одной заготовки;

S = 0,6 см - толщина стенки днища;

R = 14,7 см - внутренний радиус вершины днища.

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

где: р = 3,5 МПа.

 

 

2.3.3.3 Расчет на прочность стыковых кольцевых сварных швов соединения цилиндрической обечайки с эллиптическим днищем

 

Статическое осевое растягивающее усилие, действующее на сварной шов

Схема нагружения представлена на рисунке 2.7.

кгс (2.76)

где: р = 35 кгс/см2 - расчетное давление;

d = 14,7 см - внутренний диаметр обечайки.

Условие прочности сварного шва:

; (2.77)

где: - допустимое напряжение растяжения в сварном шве.

= = = = 174 МПа (2.78)

= 2610 кгс/см2 - предел текучести для стали 12Х18Н10Т при Трасч=+100

°С;

к = 1,5 - коэффициент запаса;

- коэффициент снижения допускаемых напряжений в зависимости от вида

сварного соединения и сварки;

= 0,9 - для одностороннего стыкового шва при ручной сварке;

D = 15,9 см - наружный диаметр обечайки.

МПа < МПа.

Условие прочности (2.77)выполняется.

Коэффициент запаса прочности:

 

2.3.3.4 Проверочный расчет на прочность таврового кольцевого сварного шва соединения обечайки с патрубком сигнализатора уровня.

 

Схема нагружения представлена на рисунке 2.8

Статическое осевое растягивающее усилие, действующее на сварной шов

МПа

где: р = 3,5 МПа - расчетное давление;

D = 4,2 см - наружный диаметр патрубка.

Условие прочности сварного шва:

; (2.79)

где: - допустимое напряжение среза для сварного шва;

- коэффициент снижения допускаемых напряжений в зависимости от вида сварного соединения и сварки;

= 0,7 - для таврового шва со сплошным проваром при ручной сварке;

hp = = =2,83 мм = 0,283 см — наименьшая высота сечения сварного шва.

см - длина сварного шва.

МПа (2.80)

МПа < МПа

Условие прочности (2.79)выполняется.

Коэффициент запаса прочности:

 

2.3.3.5 Проверочный расчет на прочность тавровых кольцевых сварных швов соединений обечайки и эллиптического днища со штуцерами.

 

Статическое осевое растягивающее усилие, действующее на сварной шов

Схема нагружения представлена на рисунке 2.8

МПа

Условие прочности сварного шва:

; (2.81)

МПа < 61 МПа

Условие прочности (2.81)выполняется.

Коэффициент запаса прочности:

Из анализа проверочных расчетов, выполненных в 2.3.3, следует, что прочность конструктивных элементов корпуса теплообменника и его сварных швов при выбранных размерах и материалах составных частей обеспечена.

 

2.4 Монтаж, обслуживание и ремонт объекта проектирования

 

2.4.1 Монтаж и демонтаж уплотнения

Торцовое уплотнение является прецизионным продуктом и требует максимальной осторожности в обращении. Поверхности трения притерты до высокой степени плоскостности и должны быть предохранены от любых повреждений, царапин или сколов.

Общие рекомендации по установке уплотнения

Не распаковывать уплотнения до готовности немедленной установки на оборудование.

Аккуратность и чистота имеют первостепенное значение при установке уплотнения. Недопустимо использование молотков при монтаже уплотнения.

Во избежание повреждения уплотнений из гибкого графита во время сборки, предусмотреть фаски 3 мм х 15° на ступеньках вала.

Удалить все острые кромки шпоночной канавки, пазов и всех поверхностей, по которым будет надвигаться уплотнение.

Удостовериться, что допуски размера вала и качество поверхности вала соответствуют указаниям на монтажном чертеже уплотнения.

Удостовериться в качестве обработки торцевой поверхности камеры уплотнения, и что неперпендикулярность ее торцевой поверхности и вала, а также несоосность вала и камеры уплотнения не превышают (полный отсчет по индикатору) 0,001 мм на 1 мм диаметра вала.

Проверить состояние подшипников насоса, и заменить при необходимости. Удостовериться, что свободный ход вала не превышает пределов, указанных производителем насоса (обычно 0,1 мм) и радиальное биение не превышает (полный отсчет по индикатору) 0,001 мм на 1 мм диаметра вала. Прямолинейность вала должна находится в пределах 0,05 мм

Использовать только те компоненты/запасные части, которые предназначены для данного конфетного уплотнения.

Не наносить смазку на поверхности, где используются статические уплотнения из гибкого терморасширенного графита.

Удостовериться, что конструкция корпуса уплотнения соответствует центрирующему буртику (или расточке) камеры уплотнения. Проверить соответствие расположения болтовых отверстий корпуса и камеры для точной установки и избежания перекосов.

Удалить пятна, царапины, волнистость со всех поверхностей камеры уплотнения, сопряженных с уплотнением во избежание перекосов и появления протечек.

Во избежание коксообразования между втулкой 4 уплотнения и валом, перед

установкой уплотнения рекомендуется нанести на поверхность вала и внутреннюю поверхность втулки уппотнения высокотемпературную монтажную пасту (рекомендуется «Честертон 785»).

Процедура установки уплотнения.

Мягко надвинуть торцевое уплотнение по валу до касания корпуса и торцевой поверхности камеры уплотнения насоса. Проверить прокладку 5 и ориентацию крепежных отверстий и подводов "ВХ", "ВЫХ" и «РЕЦ» крышки согласно монтажному чертежу уплотнения. Затянуть гайки шпилек крепления корпуса уплотнения к камере уплотнения.

Равномерно до упора затянуть установочные винты 20.

Равномерно до упора затянуть винты 18 сжатия уплотнения по валу.

Еще раз проверить затяжку и при необходимости подтянуть винты 20. Надежная затяжка этих винтов является определяющей для надежной передачи крутящего момента и предотвращения осевого сдвига и проворачивания на валу сборки уплотнения.

Отвернуть винты 17 и снять центрирующие зажимы 7. Центрующие зажимы 7 и винты их крепления 17 следует сохранять в течение всего срока службы уплотнения и устанавливать их каждый раз при снятии уплотнения с насоса .

Подсоединить подачу затворной жидкости к подводам "ВХ" и "ВЫХ" от резервуара системы циркуляции или внешнего источника затворной жидкости, избегая напряжений в трубопроводах. Подсоединить линию рециркуляции к отверстию «РЕЦ» (по необходимости) Подсоединить подачу охлаждения в рубашку насоса.

Установка уплотнения завершена, насос готов к заполнению и запуску. При пуске насоса соблюдать все необходимые меры предосторожности.

Требования к обвязке уплотнений.

При работе торцевых уплотнений происходит теплообразование. Эффективность работы и ресурс уплотнения зависят от степени отвода тепла, образующегося при работе уплотнения. Для теплоотвода используются различные схемы

дополнительных подключений и циркуляции, которые, кроме того, дают дополнительные преимущества, такие как предотвращение коксообразования в зоне пары трения.

Для выбора наиболее эффективной схемы дополнительных подключений для конкретных условий эксплуатации уплотнения рекомендуется обратиться на фирму-изготовитель и предоставить исходные данные по опросному листу для анализа.

Перед запуском удостовериться, что циркуляционные трубопроводы подсоединены к камере уплотнения должным образом согласно схемам АРI.

Центрирующие зажимы 7 должны быть сняты.

Удостовериться, что зона уплотнения затоплена таким образом, что продукт полностью окружает уплотнение. Сухое трение вызовет перегрев и может повредить поверхности трения и вторичные уплотнения. Направление вращения насоса должно соответствовать, указанному производителем насоса.

Удостовериться, что установочные винты 20 надежно фиксируют втулку по валу. Удостовериться, что гайки шпилек, фиксирующие корпус уплотнения, затянуты должным образом. В случае если требуется подтяжка, следует установить центрирующие зажимы 7, ослабить установочные винты 20, затянуть гайки шпилек, затянуть снова установочные винты 20 и снять центрирующие зажимы 7.

Демонтаж уплотнения. Разборка и сборка уплотнения.

Снятие уплотнения с насоса осуществляются в следующем порядке:

1) При необходимости, если уплотняется опасный / токсичный / воспламеняющийся / коррозийный перемещаемый продукт, промыть / нейтрализовать зону уплотнения.

2) Провернуть вал насоса, установив пазы под зажимы во втулке 4 напротив резьбовых отверстии в сильфонной сборке 1. Установить клипсы 7; завернуть до упора винты 17.

3) Ослабить, но не отворачивать винты 18, обеспечивающие сжатие уплот-

нения по валу отжать грундбуксу 6

4) Отвернуть на 2 - 3 оборота все винты 20 крепления уплотнения к валу

5) Отвернуть гайки шпилек крепления уплотнения к корпусу насоса.

6) Разобрать насос, снять уплотнение с вала.

7)Если снятие уплотнения не было вызвано его выходом из строя, уплотнение можно устанавливать на насос повторно (обязательно наличие установленных на уплотнении зажимов 7) Перед повторной установкой уплотнения, необходимо заменить прокладки 5 и 9.

Разборка уплотнения:

1) Удалить прокладку 5 из канавки в корпусе 3.

2) Установить торцевое уплотнение вертикально грундбуксой 6 вверх. Полностью вывинтить и снять винты 18 с пружинными шайбами 22; удалить прокладку 9 и кольцо 8 Повторное использование прокладки 9 не допускается. Вывинтить винты 20 - при повторной установке уплотнения, винты 20 подлежат замене.

3) Перевернуть и установить торцевое уплотнение вертикально сильфонной сборкой 2.1 вверх.

4) Вывинтить, но не до конца, винты 21, ослабить винты 2.5. Аккуратно снять сильфонную сборку 2 1 (вместе с грундбуксой 2.2, прокладкой 2.3, кольцом 2.4 и винтами) с втулки 4; при этом может потребоваться некоторое усилие, особенно после длительной работы