Н В Зуева - Влияние сил инерции жидкости и местных гидравлических потерь на гидродинамические характеристики торцового дросселя - страница 1

Страницы:
1  2 

УДК 621.515

ВЛИЯНИЕ СИЛ ИНЕРЦИИ ЖИДКОСТИ И МЕСТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ НА ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОРЦОВОГО ДРОССЕЛЯ

Н.В. Зуева,

Сумский государственный университет А. Корчак, д-р техн. наук

Силезский политехнический университет, г. Гливице, Польша

В высоконапорных и высокоскоростных центробежных насосах и компрессорах в качестве концевых уплотнений широко используют бесконтактные торцовые уплотнения, область работы которых практически не имеет ограничений по окружным скоростям, а уплотняемые давления ограничиваются допустимыми утечками и силовыми деформациями. Современный уровень развития техники требует все более широкого диапазона рабочих параметров роторных машин, при более жестких требованиях надежности. Как показывает опыт, в центробежных насосах и компрессорах около 40-80 % отказов и производственных потерь происходит из-за выхода из строя опорно-уплотнительной системы роторов, при чем количество отказов растет по мере увеличения параметров машин [1].

Также в многоступенчатых центробежных насосах широко применяются опорно-уплотнительные автоматические системы осевого уравновешивания, так называемые «гидропяты», которые наряду с функцией разгрузки выполняют также функции герметизации. Основными элементами этих устройств являются цилиндрическая щель с постоянным гидравлическим сопротивлением и торцовая щель, сопротивление которой изменяется в результате изменения зазора при осевых смещениях ротора, что и обеспечивает в конечном счете механизм регулирования. В то же время от величины торцового зазора в основном зависит протечка через систему осевой разгрузки ротора, величина которой может составлять от 5 до 10 % подачи насоса. [1-3] Задача конструирования сводится к тому, чтобы обеспечить надежную и экономичную работу при минимальных габаритах устройства. Увеличение гидравлического сопротивления цилиндрической щели связано с конструктивными ограничениями (например, увеличение радиуса или длины цилиндрической щели) либо с негативным влиянием на вибрационное состояние ротора (например, нарезка на цилиндрической щели). Поэтому целесообразно увеличивать гидравлическое сопротивление торцовой щели. Однако, учитывая, что больше всего гидравлическое сопротивление зависит от зазоров, уменьшать величину торцового зазора, принципиально не изменяя конструкцию, опасно из-за задиров, которые могут возникнуть в результате перекосов. Этого пытаются избежать в принципиально новых конструкциях, например, в уравновешивающих устройствах с податливыми или с гидравлически разгруженными упруго-установленными вкладышами (рис.1) [3-4].

Таким образом, неотъемлемой частью как торцовых уплотнений, так и гидропяты является торцовый дроссель, который в большей степени определяет гидравлическое сопротивление этих устройств. Задача повышения надежности и герметичности данных систем требует детального анализа рабочего процесса в торцовой щели.

Рисунок 1 - Схема автоматического уравновешивающего устройства:

а) с податливым вкладышем;

б) с гидравлически разгруженным упругоустановленным вкладышем

Зачастую создание уплотнительных узлов базируется на предшествующем опыте и методе конструкторских проб и ошибок. Отсутствие всесторонних исследований и общего подхода к проектированию торцовых бесконтактных уплотнений значительно сдерживают применение этих высокоэффективных узлов в современных машинах. Чаще всего при выполнении инженерных расчетов используются довольно упрощенные модели: не учитываются деформации торцовых поверхностей, сложности их движения, пренебрегают силами инерции [5-6]. Однако с ростом параметров роторных машин усложняется характер течения жидкости в торцовой щели, и введенные упрощения приводят к существенным ошибкам, особенно для уплотнительных узлов высоконапорных и высокоскоростных роторных машин, и главным образом - торцовой щели гидропяты [5].

Течение жидкости в торцовом дросселе (рис.2) с учетом ряда допущений для случая преобладающего напорного потока описывается осредненными уравнениями движения и неразрывности:

 + * =- ^, 1Г +        + Г 2U2 = 0, (1)

dr h2 8rx '

где u1 = z , u2 = (вх + ю /2 ву) sinj -(ву - w /2 6x) cosj - составляющие, определяющие характер движения подвижной стенки торцового дросселя;

о да        о 8 (q2 ]    рю да 2

gr =—— + xr--11+--- кфрю2г   -  осредненное  выражение сил

rh 8t       rh 8r у rh J   rh 2 8cp v

инерции;    q = Vrhr    -   элементарный   расход   потока   в радиальном

направлении через сектор.

При осреднении уравнений принята степенная зависимость изменения

скорости по высоте зазора [1, 6]: Vr=Vr

rmax

4 z [1 2

, где m = 1 - для

h \    h у

ламинарной; m = 1/7 - для турбулентной и m = 0 - для автомодельной области течения.

Система уравнений (1) замыкается граничными условиями с учетом потерь на преодоление местных сопротивлений (рис.2): при      r = ri    р = Рі = Рі0 -Арц , при r = r0   р = р0 = р00 -Арю де   Ар1о = Z

PVo

pV2

10

и Др1і = Zu —— - местные гидравлические потери на

22

входе и восстановление давления с потерей выходной скорости на выходе из торцового дросселя.

r

Po0

Го

Pi0

P

0

\4рю>

 

 

 

 

ч-

 

 

 

 

 

 

 

0

4^

 

Го

Рисунок 2 - К определению граничных условий для давления

Решая систему (1), найдем распределение давления в торцовом дросселе и элементарный расход жидкости, которые можно представить в виде сумм:

где р8 и qs - гидростатическая составляющая давления и элементарный расход напорного течения, обусловленного внешним перепадом давления на   торцовом   дросселе;    рс2, рсу    и    q2c , qgc -    давление   и расход,

обусловленные сдвиговым течением при вращении стенок канала, и потоком вытеснения при осевых и угловых колебаниях;   рг   и   qg -

давление и элементарный расход, обусловленные инерционным напором, который связан с изменением радиальной скорости потока во времени.

Интегрируя по площади кольца, получим расход через торцовую щель, а также силу и моменты, действующие со стороны жидкости на поверхности, образующие торцовый дроссель:

2л 2л r0

Q = J q(r,j)dj , F2 =        (r,j)rdrdj , (3)

0 0 rt

2л r0 2л r0

Mx = JJр(r,j)sin jr2drdp , My =-JJp(r,q>)cosq>r2drdj. 0 r 0 rt

В работах [8-11] подробно рассмотрена задача течения жидкости в торцовом дросселе с учетом сил инерции жидкости и местных потерь, влияние которых увеличивается с ростом числа Рейнольдса. Приведены выражения для определения давления в щели (2), сил и моментов, действующих со стороны жидкости на стенки торцового дросселя (3), а также расхода. Силы инерции жидкости влияют на динамическое поведение торцовой пары, особенно для случая турбулентного режима течения. Учет местных   потерь   оказывает   значительное   влияние   на   статические идинамические характеристики уплотнения даже при ламинарном течении жидкости [10,11].

Для подтверждения данной теоретической предпосылки использовались результаты экспериментальных исследований, полученные в лаборатории гидравлических машин Силезского политехнического университета.

Конструкция экспериментальной установки приведена на рисунке 3. Опорный диск гидропяты 1 посажен на вал 2, который установлен в подшипниках качения 3. Упругоопертое кольцо 4 через слой эластомера 5 установлено на диске 1. Осевая сила, действующая на ротор, воспринимается осевым подшипником 6, который установлен в гнезде 7, и за счет рычага 8, опирающегося с одной стороны через подшипник 9 на опору 10, а с другой стороны - на датчик силы 11, который прижимается к рычагу 8 винтом 12 через упор 13. Крышка 14, закрывающая камеру, служит опорной поверхностью торцового дросселя. На внутреннем радиусе крышки находится замкнутая камера 15. Камера разгрузочного узла прижата к крышке 14, укрепленной на кронштейне 17. На выходе вала из камеры расположено торцовое уплотнение 18. Вращающийся момент на вал передается через муфту, оснащенную прибором, позволяющим определять момент трения на валу.

Рисунок 3 - Конструкция экспериментальной установки с устройством измерения осевой силы

Установка оснащена многоканальной измерительной системой, схема которой показана на рисунке 4. Она содержит элементы регистрации и регулирования гидравлических параметров системы, а также фиксирования колебаний диска гидропяты. Вал приводится в движение двигателем 2 через муфту 15, позволяющую измерять возникающий момент трения. Скорость вращения двигателя регулируется автотрансформатором 5. Вода подается под давлением с помощью насоса 6 из резервуара 4. Для регистрации колебаний диска гидропяты установка оснащена тремя, расположенными через 120 , бесконтактными датчиками с соответствующими преобразователями «зазор-напряжение» 11-12, что позволяет регистрировать изменение геометрии торцовой щели во времени.

Таким образом, установка позволяет регистрировать следующие параметры:

- величину изменения торцового зазора, измеренного на среднем радиусе, м;

- осевую силу, Н;

- давление перед входом в торцовую щель, Па;

- давление на выходе из торцовой щели, Па;

- частота вращения ротора, об/мин;

- расход жидкости через щель, л/мин;

- момент трения на валу, Н-м;

- температуру потока жидкости, °С.

Регулируемые величины изменяются в следующих диапазонах: расход 2,5 - 45 л/мин, частота вращения 25 - 2500 об/мин, осевая сила 3750 -18750 Н. Давление на входе изменяется в соответствии с величиной осевой силы 0,3 - 1,0 МПа.

Величина торцового зазора колеблется относительно среднего значения, определяемого с помощью расхода жидкости через щель. Регистрация момента трения необходима для подтверждения бесконтактной работы торцовой щели.

Рисунок 4 - Схема измерительной установки

Сила давления, действующая на поверхность торцового дросселя, вычислялась по экспериментальным данным как:

F = T - рвзБ1 + рвы^, (4)

где рвх и рвых , S1 и S3 - соответствующие давления и площади перед и

после торцового дросселя.

На рисунке 5 приведены обобщенные результаты, полученные при фиксированной осевой силе, равной Т=18750 Н, 13750 Н, 8750 Н, 3750 Н, расходе через торцовую щель Q=3,2 л/мин, 10,4 л/мин, 18,8 л/мин, 27,4 л/мин, 36,1 л/мин, 44,5 л/мин, и частоте вращения ротора п=1500 об/мин.

F,H9000

7400

5800

4200

2600

экспериментальная кривая

расчетная кривая без учета местных потерь и сил инерции расчетная кривая с учетом местных потерь и сил инерции

T=18 750 H

1000+

T=8 750 H

T=3 750 H

40 62 84 106 128 150   h, мкм

Рисунок 5 - Сравнение экспериментальных и теоретических кривых изменения осевой раскрывающей силы в торцовом зазоре

yro/h,

1.2 1

0.8 0.6 0.4 0.2

0

-0.2 -0.4

t, c

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6

Рисунок 6 - Сравнение экспериментальных и теоретических кривых изменения угла перекоса торцовой поверхности во времени

0.14

0.12

0.06

-        . - '

 

 

 

 

n=1500 об/мин T=8 750 H

 

 

 

 

 

 

Сі=44.5л/мин

 

 

 

 

 

 

Q=36.1 л/мин

Q=27.4 л/мин

 

' Д Л

і

 

 

 

Q=18.8 л/мин

Q=10.4 л/мин

 

 

 

 

 

 

f V v

Q=3.2 л/мин

 

 

 

 

 

 

t, c

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6

Рисунок 7 - Сравнение экспериментальных и теоретических кривых изменения торцового зазора во времени

Из сравнения показанных на рисунках 5-7 графиков следует, что экспериментальные и расчетные величины удовлетворительно согласуются между собой. Число Рейнольдса для данных опытов составляло Ле=230-2700 (меньшие значения соответствуют меньшим зазорам). При малых числах Рейнольдса расхождения величин сил и амплитуд вынужденных осевых и угловых колебаний, подсчитанных без учета сил инерции и местных потерь, и с их учетом мало, однако, с ростом Re это расхождение увеличивается. Максимальные расхождения теоретических и экспериментальных данных для случая, когда расчетная сила, получена с учетом сил инерции, составляет 5 %, а без их учета -30 %.

Таким образом, предложено решение задачи течения жидкости через торцовый дроссель с учетом сил инерции жидкости и местных потерь. Теоретические выражения для определения осевой силы, действующей со стороны жидкости на торцовую поверхность [9-11], удовлетворительно согласуются с экспериментом и могут быть использованы для уточнения математической модели расчета бесконтактных торцовых уплотнений, и в частности, автоматических опорно-уплотнительных устройств.

Страницы:
1  2 


Похожие статьи

Н В Зуева - Влияние сил инерции жидкости и местных гидравлических потерь на гидродинамические характеристики торцового дросселя