Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення

Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення

Міністерство освіти і науки України

Сумський державний університет

Факультет технічних систем та енергоефективних технологій

КВАЛІФІКАЦІЙНА ВИПУСКНА РОБОТА БАКАЛАВРА

на тему “Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення”

Виконавець роботи

Науковий керівник

Суми 2010

Функції рівноважних пристроїв та вимоги до них

Робочі колеса одностороннього входу багатоступеневих відцентрових машин (рис. 1) для забезпечення підведення рідини до наступної ступені, доводиться виконувати так, що внутрішній радіус R0 основного диска менший за внутрішній радіус R1 покривного диска. Тому тиск на бокові поверхні колеса розподіляється по-різному, та на колесо діє неврівноважена осьова сила тиску, яка спрямована у бік вхідної воронки. Величина сили пропорційна тиску Н, який, у свою чергу, пропорційний квадрату частоти обертання щ та квадрату зовнішнього радіуса колеса R2.

У сучасних високонапірних відцентрових насосах сумарна осьова сила, що діє на всі колеса, вимірюється десятками тонн. Урівноваження таких сил становить великі труднощі та вимагає значних витрат потужності. Наприклад, тільки об'ємні втрати у врівноважуючих пристроях деяких насосів досягають 10% їх подачі, тому вдосконалення методів урівноваження осьових сил є істотним резервом підвищення як надійності, так і економічності великих відцентрових машин.

Осьові сили, що діють на ротор, сприймаються автоматичними врівноважуючими пристроями (рис. 2), які одночасно виконують функції упорного гідростатичного підшипника і комбінованого кінцевого ущільнення з саморегульованим торцевим зазором. Обидві ці функції однаково важливі, тому є всі підстави розглядати врівноважуючий пристрій як варіант безконтактного ущільнення.

Надалі будемо досліджувати тільки безконтактні торцеві ущільнення із саморегульованим зазором. Робота таких ущільнень базується на тому, що осьова сила, яка розкриває торцеву пару, залежить від величини зазору. Ущільнення трьох основних типів з саморегульованим торцевим зазором показані на рисунку 2 і розглянуті нижче. Відмінність їх у тому, що у першому варіанті (врівноважуючий пристрій) аксіально рухомий елемент (розвантажувальний диск) обертається, а опорна поверхня жорстко зв'язана зі статором, завдяки чому ущільнення одночасно виконує функцію упорного підшипника. У двох наступних конструкціях аксіально рухомі елементи є статорними деталями. Якщо їх жорсткість в осьовому напрямі зробити достатньо великою, то і вони можуть виконувати функції упорного гідростатичного підшипника. З цієї точки зору врівноважувальний пристрій - граничний випадок абсолютно жорсткого аксіально рухомого елемента, а ущільнення (рис. 2 б, в) -абсолютно жорсткого у осьовому напрямі обертового елемента (ротора). Між цими крайніми варіантами є широкі можливості для створення комбінованих упорно-ущільнюючих пристроїв.

Різні модифікації варіантів, які зображенні на рисунку 2, не мають принципових відмінностей, аналіз яких може бути виконаний загальним методом (див. нижче).

Основними елементами врівноважуючих пристроїв (рис. 1) є жорстко пов'язаний з ротором розвантажувальний диск 1, циліндрова щілина А з постійним гідравлічним опором та щілина торця Б, опір якої змінюється у результаті зміни зазору z при осьових зміщеннях ротора.

Рисунок 1 - Врівноважуючий пристрій ротора відцентрової машини

У граничному випадку, коли торцевий зазор дорівнює нулю та витоків немає, тиск р2 у камері V досягає найбільшого значення та дорівнює тиску перед циліндровою щілиною А. При цьому

в=?р2/?р=1 (?р = р1 - р3; ?р2 = р2, - р3; ?р1 = р1 - р2)

та на розвантажувальний диск діє максимальна осьова сила F. У іншому крайньому випадку, коли торцевий зазор великий, майже весь перепад тиску дроселюється на циліндровій щілині, та тиск у камері падає до р2 = р3. При цьому в = 0, та осьова сила зменшується до нуля.

Рисунок 2 - Схеми торцевих ущільнень із саморегульованим зазором: а - врівноважуючий пристрій; б - гідростатичне ущільнення із внутрішніми дроселями; в - гідростатичне ущільнення з імпульсним урівноваженням аксіально-рухомої втулки

У робочих умовах, якщо, наприклад, сила Т з будь-якої причини збільшується, ротор зміщується вліво до того часу, поки тиск р2 зросте завдяки зменшенню зазору z настільки, щоб відновилася рівність F=Т.

У сталому стані кожному значенню сили Т відповідає певний зазор z, при якому F=T. Залежність сили F від торцевого зазору становить статичну характеристику (рис. 3).

Рисунок 3 - Статичні характеристики врівноважувальних пристроїв: а - звичайна конструкція; б -упорний підшипник; в - розвантажувальний поршень; г - гідроп'ята з елементом розвантажувального поршня

При проектуванні врівноважуючих пристроїв прагнуть, з одного боку, звести до мінімуму об'ємні втрати, з іншого - не допустити у процесі роботи при можливих змінах осьової сили надмірного зменшення торцевого зазору, оскільки це може привести до задирання. Задовольнити обидві вимоги можна за умови, що статична характеристика має достатню крутість, коли навіть великі зміни сили викликають малі зміни зазору.

Крутість статичної характеристики (гідростатична жорсткість) визначається головним чином коефіцієнтом в. У граничних випадках, коли в = 1 і F<T, характеристика стає горизонтальною (рис. 3 б) коли в = 0, характеристика зображує вертикальну пряму (рис. 3 в). Перша характеристика належить до упорного підшипника: урівноваження здійснюється без осьових зміщень ротора та витоків рідини. Проте через те, що осьова сила може змінюватися у широких межах, такі упорні підшипники виявляються важко навантаженими, та забезпечити їх нормальну роботу дуже важко. Друга характеристика належить до розвантажувального поршня, який широко застосовують у компресорних машинах для урівноваження порівняно невеликих сил. При цьому осьове положення ротора повинне обов'язково фіксуватися додатковим упорним підшипником. Для підвищення гідростатичної жорсткості на втулці циліндрового дроселя виконують відповідні розподільні золотники подібно до того, як це роблять в гідростатичних підшипниках.

Об'ємні втрати через систему розвантаження визначаються її загальним гідравлічним опором. За умов технології не можна домогтися значного збільшення опору торцевої щілини, оскільки при зменшенні її зазору та збільшенні ширини l= r3-r2 підвищується небезпека задирання. Простіше збільшувати довжину циліндрової щілини, проте при цьому збільшуються осьові розміри. У насосах для гарячих рідин виконують додаткові циліндрові щілини (рис. 1). Такий спосіб зниження об'ємних втрат приводить до зменшення коефіцієнта в, тобто до зменшення крутості статичної характеристики, але запобігає можливості скипання води у камері після розвантажувального диска, оскільки р3>р4. Питання конструювання врівноважуючих пристроїв детально висвітлені в літературних джерелах [1, 2]. Як і будь-яка система автоматичного регулювання, система урівноваження осьової сили повинна мати певні динамічні якості. Тому далі разом із статичним розрахунком наводиться дослідження динамічної стійкості системи ротор - розвантажувальний пристрій і побудова амплітудних частотних характеристик.

Розвантажувальний пристрій (рис. 1) є системою автоматичного регулювання, для якої осьове положення ротора (координата z) є регульованою величиною, осьова сила Т і тиск р1, р4 - зовнішні навантаження, а ротор - об'єкт регулювання.

У деяких машинах для запобігання задиранню п'яти у процесі розгону та вибігу виконують віджимні пристрої 2, які зміщують ротор у бік нагнітання, збільшуючи зазор. Таким пристроєм є пружний елемент з коефіцієнтом жорсткості k і зусиллям попереднього стиснення k?Fk (? - попередня деформація пружин). Це зусилля можна розглядати як настройку. З урахуванням зроблених зауважень побудована функціональна схема (рис. 4 б), що відповідає розрахунковій схемі (рис. 4 а) врівноважуючого пристрою з елементом розвантажувального поршня S1, і додатковим циліндровим дроселем l3.

а) б)

Рисунок 4 - Розрахункова схема комбінованого врівноважуючого пристрою: а - розрахункова; б - функціональна; Й - регулятор; ЙЙ - об'єкт регулювання

Потрібно відмітити, що за принципом роботи розвантажувальний пристрій еквівалентний серводвигуну з елементом сопло-заслінка (рис. 5), який використовується як регулятор положення точки А.

Оцінка осьової сили, що діє на відцентрове колесо

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

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.

Рисунок 12 - Врівноваження осьової сили за допомогою змінного торцевого дроселя

У деяких конструкціях одноступеневих насосів робоче колесо кріплять на валу по ходовій посадці, а тильну порожнину з'єднують із вхідною воронкою дроселем, опір якого залежить від положення колеса. При цьому вал утримується від осьових зміщень упорним підшипником.

У більшості конструкцій багатоступеневих насосів особливих заходів щодо зменшення осьових сил не вживають, а діючі на ротор сили врівноважують спеціальними розвантажувальними пристроями.

Найпростішими такими пристроями є розвантажувальні поршні (думіси), що сприймають постійне осьове зусилля, їх виконують циліндровими, ступеневими та з конічними ділянками (рис. 13 а, б, в). Оскільки у процесі роботи насоса осьова сила, діюча на ротор, може значно змінюватися, розвантажувальні поршні доводиться доповнювати упорними підшипниками на порівняно великі залишкові осьові навантаження. Для великих насосів це, як правило, двосторонні упорні підшипники з колодками. На рисунку 14 показана багатоступенева відцентрова машина, у якій осьове врівноваження ротора здійснюється ступеневим поршнем 1 з лабіринтовими ущільненнями 2 та двостороннім упорним підшипником 3 із сегментними самоустановлюваними колодками.

а) б)

в)

Рисунок 13 - Конструкції розвантажувальних поршнів: а - циліндровий; б - ступеневий; в - конічний

У даний час для великих високонапірних багатоступеневих насосів найефективнішим способом урівноваження осьових сил є використовування автоматичних врівноважуючих пристроїв - гідроп'ят. Гідроп'ята (рис. 15) містить жорстко закріплений на валу розвантажувальний диск 5, нерухоме опорне кільце (подушку) 2, послідовно розміщені циліндровий 1 та торцеві дроселі 3 і камеру 4, що розділяє ці дроселі. Повний перепад тиску на гідроп'яті становить різницю між тиском нагнітання та тиском у камері за гідроп'ятою. Найчастіше ця камера сполучена з вхідним патрубком насоса, тоді - тиск на вході. Частина загального перепаду тиску

дроселює на торцевому дроселі 3, провідність якого залежить від ширини зазору z, тобто осьового положення ротора. Якщо під дією надмірної осьової сили ротор зміщується вліво, то зазор z зменшується, а тиск збільшується, відновлюючи рівність сили , діючої на ротор, та врівноважуючої сили , діючої на розвантажувальний диск. Таким чином, гідроп'ята автоматично підтримує осьову рівновагу ротора: .

Для нормальної роботи гідроп'яти необхідно, щоб ротор мав вільні осьові переміщення, принаймні у межах можливих змін торцевого зазору, тому на кінцях вала необхідно встановлювати лише радіальні підшипники. Функції упорного підшипника виконує сама гідроп'ята. Дуже перспективне використовування системи авторозвантажування не тільки упорного, але і радіального гідростатичного підшипника.

Рисунок 14 - Відцентрова машина із ступеневим поршнем та двостороннім упорним підшипником

Рисунок 15 - Гідроп'ята з віджимним пристроєм

Задирання на контактних торцевих поверхнях відбуваються найчастіше на не розрахункових, перехідних режимах, при розгоні та вибігу, коли гідравлічна врівноважуюча сила мала. У зв'язку з цим у насосах, для яких за умов експлуатації потрібні часті пуски та зупинки, встановлюють віджимні пристрої (рис. 15, поз. 6), через яке осьове зусилля пружин передається на ротор та при малих обертаннях зсовує його у бік нагнітання, збільшуючи торцевий зазор у гідроп'яті і тим самим попереджаючи можливі задирання. Віджимні пристрої слід рекомендувати також у насосах з турбоприводом, оскільки процес розгону та зупинки приводної турбіни відбувається повільно.

Страницы: 1, 2