Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення (стр. 2 из 10)

.

Рисунок 5 - Серводвигун з елементом сопло-заслінка як аналог врівноважуючого пристрою

Якщо вважати, що

, то після інтегрування одержимо

. (2)

Для багатоступеневих насосів з числом ступенів z сумарна осьова сила, діюча на ротор, може бути записана у вигляді

.

З теорії подібності лопатевих насосів випливає, що тиск, який розвивається робочим колесом, досить точно виражається квадратичною залежністю від частоти обертання, тому

; , (3)

де В - коефіцієнт пропорційності, визначуваний гідравлічним розрахунком або експериментально, на підставі (2):

.

Рисунок 6 - Розподіл тиску на бічних поверхнях робочого колеса

Наведені формули дозволяють аналізувати роботу врівноважувючих пристроїв у перехідних режимах, обумовлених зміною частоти обертання ротора.

З формули (1) видно, що середній тиск та відповідно сила тиску на диск колеса тим менший, чим більша частота обертання рідини у пазусі. Із зменшенням

епюра тиску стає більш повною. Ця обставина широко використовується у різних конструкціях для зменшення неврівноваженої осьової сили, вживаються всі можливі заходи для збільшення середньої частоти обертання рідини у правій пазусі та для зменшення її у лівій.

Модель руху рідини як твердого тіла з кутовою частотою 0,5

є дуже грубою. На розподіл швидкостей та тиску по поверхні диска, що обертається, впливає багато чинників [4]: розміри та форма камери, шорсткість стінок, величина та напрям радіальної (витратної) течії, закручування потоку на вході у камеру. Теоретичний аналіз течій з урахуванням цих чинників, особливо на турбулентних режимах, характерних для насосів з високими параметрами, становить великі математичні труднощі, тому основним джерелом інформації поки залишається експеримент. Основні результати досліджень перебігу рідини між диском та кожухом зводяться до наступного.

1. Середня кутова швидкість рідини у зазорі зменшується із збільшенням зазору. Це підтверджується результатами експериментів як на колесі у закритому кожусі (рис. 7), так і вимірюваннями осьової сили на роторі одноступінчастого насоса при різних співвідношеннях зазорів з боку основного та покривних дисків [5].

2. Радіальна (витратна) течія від центра до периферії, характерна для камери з боку основного диска робочого колеса, зменшує середню частоту обертання рідини. Зворотний ефект (рис. 8) дає радіальна течія від периферії до центра (з боку покривного диска) [6,7]. Вплив радіальної течії посилюється із зменшенням осьового зазору. Таким чином, радіальні течії у камерах проміжних ступенів приводить до істотного збільшення осьової сили у порівнянні з її розрахунковим значенням. Лише у останньої ступені багатоступеневого насоса радіальний потік з обох боків колеса спрямований від периферії до центра, що приводить до деякого зменшення осьової сили.

Радіальна швидкість визначається витратою через шпаринні ущільнення; тому збільшення радіальних зазорів у шпаринних ущільненнях приводить до значного (у декілька разів) збільшення осьової сили, що дозволяє використовувати значення цієї сили як діагностичний параметр, що характеризує знос ущільнень.

У міру збільшення параметрів насосів зростають нестаціонарні складові осьової сили, які особливо великі у перехідних режимах та при роботі насоса на малих подачах. У [8] зазначається, що сильні пульсації потоку у проточній частині можуть привести навіть до зміни знаку осьової сили. Підвищення осьового навантаження у нерозрахункових режимах стало причиною того, що на деяких живильних насосах, наприклад, фірми «Зульцер», окрім звичної п'яти, встановлений додатковий упорний підшипник для сприйняття надмірних осьових сил, що виникають у процесі зупинення насоса та при різкому скиданні навантаження. Основним джерелом нестаціонарних осьових сил є гідродинамічні збурення потоку в проточній частині.

5. У даний час наближену оцінку осьових сил одержують за формулою (2) [1], що грунтується на законі розподілу тиску (1). Точніші розрахунки осьових сил, що враховують витратну (радіальну) течію та початкове закручування потоку на вході у камеру, а також ширину камер, запропоновані у [8, 9]. Ці розрахунки грунтуються на чисельному інтегруванні рівнянь руху рідини та орієнтовані на використання ЕОМ. У [8] результаті розрахунково-теоретичного аналізу коригуються за наявними експериментальними даними за допомогою поправковних коефіцієнтів та корегуючой функцій.

Способи врівноваження осьових сил

Найприродніший шлях осьового врівноваження ротора - усунення умов виникнення неврівноважених осьових сил. Проте такий шлях виявляється ефективним лише для насосів з порівняно низькими параметрами. Усунення неврівноважених осьових сил досягається або забезпеченням повної геометричної симетрії, або штучною зміною розподілу швидкостей та тиску в камерах так, щоб результуючі сили тиску на обидві бічні поверхні колеса були рівні.

У насосах з геометричною симетрією ротора відносно серединної площини, перпендикулярної до його осі, наприклад у насосах розхолоджування, залишкові (випадкові) осьові сили сприймаються упорними шарикопідшипниками або, як у бустерному живильному насосі, упорним підшипником ковзання. Недоліками таких схем є додаткові гідравлічні втрати у перевідних каналах, збільшені габарити та металомісткість, ускладнення відливання та конструкції в цілому.

Рисунок 9 - Розміщення шпаринних ущільнень на одному радіусі

Способи вирівнювання сил тиску на основний та покривні диски більш різноманітні. У багатьох випадках, особливо для одноступеневих насосів, шпаринні ущільнення 1 з боку основного диска розташовують на більшому радіусі (рис. 9), а камеру 2 під ущільненням з’єднують із вхідною воронкою отворами 3 у основному диску або у ступенях колеса. Площу отворів 3 рекомендується брати приблизно у 4 рази більшою від площі ущільнюючого зазору, щоб зменшити підпір у камері 2. У такій конструкції на передньому 4 та задньому 1 ущільненнях дроселюється приблизно однаковий перепад тиску та подвоюються об'ємні втрати. Залишкова неврівноважена сила сприймається радіально-упорним підшипником 5 [10].

Витрати через отвори у диску, що обертається, та відповідний підпір у розвантажувальній камері можна визначити, користуючись експериментальними значеннями коефіцієнта витрат, наведеними у [11].

Через дискове тертя рідина у камері 2 обертається, та виникаючий при цьому відцентровий ефект призводить до підвищення тиску уздовж радіуса, що може порушити баланс сил тиску, діючих на колесо. Для запобігання цьому в камері 2 (рис. 10 а) встановлюють нерухомі радіальні лопатки 1, що гальмують окружний потік. На рисунку 10 б та 10 в показані епюри тиску у камері відповідно без лопаток та з лопатками [12].

а) б)

Рисунок 10 - Проточна частина насоса ЦЕН-61 (а), епюра тиску у камері без лопаток (б) та з радіальними нерухомими лопатками (в)

Іншим поширеним способом зменшення осьової сили є використовування радіальних лопаток 1, розміщених на основному диску робочого колеса 2 (рис. 11). Лопатки збільшують середню частоту обертання рідини

, та відповідно до формули (1) зменшується середній тиск на тильну поверхню робочого колеса. Оребрення коліс приводить до значних втрат потужності, які можна оцінити за формулою [11]:

,

де

; ; та - внутрішній і зовнішній радіуси лопаток. Повністю врівноважити ротор на всіх режимах роботи не вдається, тому залишкова осьова сила сприймається радіально-упорним підшипником.

Рисунок 11 - Секційний насос з радіальними лопатками на тильному боці робочих коліс

Останнім часом з'явилося багато конструкцій насосів [10], в яких розподіл тиску в бічних камерах автоматично змінюється так, щоб результуюча осьова сила залишалася такою, що дорівнює нулю. Регулюючою дією у цих конструкціях є осьовий зсув робочого колеса, що викликає відповідну зміну геометрії лопаток імпелера. Проте такі конструкції не тільки малоекономічні, але і надмірно складні та ненадійні.

У одноступеневих насосах широко застосовується економічніше автоматичне урівноваження сил тиску на обидва боки колеса за допомогою змінних дроселів, провідність яких змінюється при осьових зміщеннях ротора (рис. 12). Якщо, наприклад, під дією виниклої неврівноваженої осьової сили ротор 1 зміститься вправо, то торцевий зазор 2 зменшиться та тиск у камері 4 збільшиться настільки, що сили тиску на обидва боки колеса 3 зрівняються. Різні модифікації таких способів врівноваження використовуються у конструкціях ГЦН [10], а також у турбонасосних агрегатах двигунів літальних апаратів. Закручення потоку в камері 4 і витратна течія, спрямовані від периферії до центра, можуть значно зменшити середній тиск, тому в камері розміщують нерухомі радіальні лопатки 5, які гальмують окружний потік та вирівнюють тиск по радіусу.