Автоматичні рівноважні пристрої як безконтактні ущільнення (стр. 1 из 10)

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 ω 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

β=∆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 β = 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 β. У граничних випадках, коли β = 1 і F<T, характеристика стає горизонтальною (рис. 3 б) коли β = 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 β, 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; Ι – регулятор; ΙΙ – 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: