Дипломная работа: Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення

У керівництвах з конструювання та розрахунку насосів [1-3] осьова сила обчислюється у припущенні, що рідина у обох пазухах ступені обертається як тверде тіло з частотою , що дорівнює половині частоти обертання ротора . При цьому припущенні розподіл тиску по радіусах дисків колеса (рис. 5) описується параболічним законом

, (1)

а осьова сила визначається інтегруванням тиску по кільцевій поверхні, обмеженій радіусами та і збіжні з площею вхідної воронки колеса:

.

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