Способы уравновешивания осевой силы в центробежных насосах и компрессорах

Рабочее колесо

:]3[Гидравлические потери в рабочем колесе условно могут быть разделены на следующие составляющие

 

• 
  потери от поворота потока из осевого направления в радиальное:

 

; (2.156)

-потери на трение по длине канала:

, (2.157)

где ;]188[- коэффициент трения пластинки

; ; ; ;

 

• 
  потери от замедления потока при уменьшении относительной скорости:

 

, (2.158)

x₁=0,1, x₃=0,25, =f(Re,l ) –коэффициент трения для переходной области и зависит только от относительной шероховатости для квадратичной области.

Методика определения геометрических и кинематических параметров рабочего колеса, необходимых для расчета потерь, приведена в разделе 2.1.

Гидравлические потери в рабочем колесе также могут быть представлены математической моделью в следующем виде [16]:

, (2.159)

где - коэффициент потерь энергии в рабочем колесе, зависящий от доли энергии h_ц, передаваемой жидкости в результате работы циркуляционных сил;

, (2.160)

- расходный параметр рабочего колеса.

Приведенные выше зависимости удобны при вариантных расчетах для выявления влияния на КПД рабочего колеса различных геометрических параметров.

 по параметрам пространственного пограничного слоя на выходе из рабочего колеса:]184[Рассчитать гидравлические потери в рабочем колесе можно по формуле, предложенной в работе

, (2.161)

где и -толщины потери импульса соответственно на лопастях и дисках.

, где для более точного учета переменности параметров внешнего течения и трехмерного турбулентного пограничного слоя по всему полю межлопастного канала расчет потерь в рабочем колесе предлагается осуществлять через потерянную на трение по обтекаемым поверхностям мощность, т.е. через напряжения трения]18[Эта зависимость позже была уточнена в работе t_оxt, _oy , получаемые из расчета пространственного пограничного слоя. Гидравлический КПД рабочего колеса определяется по формуле

, (2.162)

где ;

-теоретическая мощность рабочего колеса;

и - суммарные мощности трения соответственно по дискам и лопастям, определенные интегрированием касательных напряжений по всему полю межлопастного канала (по лопастям и дискам).

Отводящие устройства

.]16,87[Вследствие отсутствия переносного движения потери в неподвижных элементах проточной части насоса, какими являются и отводы, можно сравнивать с хорошо изученными потерями в неподвижных каналах той или иной формы и определять их по обычным формулам гидравлики

 

Спиральный отвод

В работе [3] при исследовании одноступенчатых консольных центробежных насосов потери в спиральном отводе предлагается определять поэлементно: в спиральной камере и диффузорном канале.

Суммарные потери в спиральном отводе:

, (2.163)

где h_cп – потери в спиральной камере;

h_диф – потери в диффузорном канале;

– коэффициент суммарных потерь в спиральном отводе.

В спиральной камере выделяются потери трения и вихреобразования:

(2.164)

Потери на трение в спиральной камере определялись в предположении, что она представляет собой круглую трубу переменного сечения, в которой поток протекает с постоянной средней скоростью, равной скорости в расчетном сечении (рис.2.65):

, (2.165)

где j – угол охвата спирали;

r_j , R_j и Q_j – соответственно текущие радиусы и расход.

После ряда подстановок и преобразований уравнение (2.165) примет вид

, (2.166)

где l_с = 0,012 - 0,02 –коэффициент потерь на трение в спиральной камере [3];

V_p, F_p – соответственно скорость и площадь расчетного сечения спирали.

Рисунок 2.65 - Схема для расчета потерь в спиральном отводе

Потери на вихреобразование в спирали [3]:

. (2.167)

Суммарные потери в спирали представим выражением

, (2.168)

где z_с – суммарный коэффициент потерь в спиральной камере.

Для удобства анализа потерь в спиральной камере выражение для z_с после ряда преобразований уравнений (2.166) – (2.168) можно представить в виде

, (2.169)

где – коэффициент, численное значение которого определено в результате статистической обработки.

В коническом диффузоре имеют место два вида потерь:

 

• 
  потери на трение:
• 
  (2.170)

где l_д - коэффициент трения в диффузоре (l_д = 0,0102 - 0,017 [3]);

n - отношение площадей в расчетном сечении спирали и на выходе из конического диффузора:

; (2.171)

 

• 
  потери от расширения потока:

. (2.172)

Суммарные потери в диффузоре:

, (2.173)

после подстановки (2.170, 2.172) в (2.173) суммарный коэффициент потерь в диффузоре :

. (2.174)

Потери энергии в отводе, согласно работе [16], также рассматриваются как сумма потерь энергии в спиральной камере и в диффузоре аналогично зависимости (2-163). Но для коэффициента потерь энергии в спиральной камере отвода для расчетного режима при (D₃/D₂)_опт, когда скорость V₂ практически равна окружной составляющей V_2и, предложена формула:

, (2.175)

а коэффициент потерь энергии в коническом диффузоре определяется из выражения:

. (2.176)

Анализ расчетов потерь, выполненных по приведенным выше зависимостям, показал, что потери в спиральном отводе значительно больше, чем в рабочем колесе. Основные потери в спиральной камере и они значительно больше потерь в диффузоре. Потери в спиральной камере зависят от отношения скорости в расчетном сечении спирального отвода к окружной составляющей скорости на выходе из рабочего колеса . При оптимизации отвода путем минимизации в нем гидравлических потерь из условия

получено оптимальное значение отношения для оптимального режима работы насоса, при котором суммарный коэффициент потерь в спиральной камере минимален. Потери в диффузорном канале минимальны при оптимальном угле раскрытия (Е_д)= и при степени расширения диффузора°7-8 n=.]39,87[2-4

Суммарные потери в спиральном отводе в большой степени зависят от угла установки лопасти на выходе из рабочего колеса b₂.
Потери в переводном канале :]39,87[можно определить по аналогии с потерями в колене

, (2.182)

где - для круглого сечения;

- для прямоугольного сечения.

 

Осевая сила в центробежных насосах может достигать больших значений. Для уравновешивания этой силы в одноступенчатых насосах:

- применяют рабочее колесо с двусторонним подводом жидкости (рис. 8,а);

- выполняют уплотнения на заднем диске колеса (рис. 8, б);

- располагают радиальные ребра на заднем диске колеса (рис. 8, в).

 

а. Рабочее колесо с двусторонним подводом жидкости

б. Уплотнение на заднем диске колеса

в. Радиальные ребра на заднем диске колеса

Рисунок 8 – Уравновешивание осевой силы в одноступенчатых насосах

У рабочего колеса с двусторонним подводом жидкости (см. рис. 8, а) осевое давление теоретически уравновешено. Однако фактически всегда имеет место какое-то неуравновешенное усилие, обусловленное неравномерным износом уплотняющих колец в процессе эксплуатации.

Уплотнение на заднем диске колеса (см. рис. 8, б) образует за колесом камеру, которая соединяется отверстиями в диске с областью входа потока в колесо. Очевидно, что при таком способе разгрузки увеличиваются утечки, возрастающие по мере износа уплотнения.

Диаметр уплотнения на заднем диске колеса обычно принимают одинаковым с диаметром уплотнения на переднем диске. Гидравлическая уравновешенность таких колес нарушается, если изнашивается одно из уплотнений. Ось отверстий в диске желательно выполнять не параллельно оси насоса, а наклонно в сторону внешнего радиуса колеса. Площадь разгрузочных отверстий должна быть примерно в 4 раза больше площади уплотняющего зазора.

Применение радиальных ребер в качестве разгрузочного устройства основано на том, что жидкость в пространстве между колесом и корпусом будет вращаться с угловой скоростью колеса , а не с половинной угловой скоростью , как в случае отсутствия ребер. Это уменьшает давление жидкости на поверхность заднего диска, имеющего площадь, ограниченную радиусом ребра и радиусом втулки (см. рис. 8, в).

Этот способ уравновешивания требует затраты дополнительной мощности, однако она не превышает мощности, расходуемой в связи с утечками через дополнительное уплотнение на заднем диске (см. рис. 8, б). Существенным недостатком рассматриваемого способа является невозможность обработки заднего диска рабочего колеса при наличии литых ребер; кроме того, возникают трудности при установлении зазора между ребрами и корпусом.

Оставшаяся неуравновешенная часть осевой силы в насосах воспринимается упорным подшипником. Встречаются насосы, у которых гидравлическая разгрузка отсутствует, и осевая сила целиком передается на упорный подшипник.

В многоступенчатых насосах для уравновешивания осевой силы используются следующие способы:

- располагают рабочие колеса всасывающими отверстиями в разные стороны;

- применяют автоматическое разгрузочное устройство – гидравлическую пяту или диск.

Уравновешивание по первому способу показано на рис. 9. При четном числе ступеней рабочие колеса могут быть разделены на две группы так, чтобы своими всасывающими отверстиями они были обращены в противоположные стороны. Если число ступеней нечетное, то первую ступень выполняют с двусторонним входом жидкости.

Рисунок 9 – Уравновешивание осевой силы путем расположения рабочих колес

Уравновешивание осевой силы при помощи гидравлической пяты (диска) показано на рис. 10.

1 – Разгрузочный диск; 2 – Кольцо; – Радиус пяты (диска); – Радиус втулки; – Внутренний радиус кольца 2.

Рисунок 10 – Уравновешивание осевой силы при помощи гидравлической пяты

Принцип действия этой пяты заключается в следующем: вода из последней ступени насоса поступает в камеру К1 между разгрузочным диском 1 и неподвижным кольцом2 через зазор . Давление в камере К1 создает усилие, направленное вниз. Если это усилие будет больше, чем усилие на рабочие колеса, то диск опустится, увеличится осевой зазор возрастут утечки, а следовательно, и потери в зазоре ; вследствие этого упадет давление в камере К1 и, очевидно, зазор установится таким, что будет обеспечено уравновешивание усилий на колеса и диск. При увеличении осевого усилия на колеса зазор наоборот, уменьшится.

Вода из камеры К2 при давлении отводится по трубке во всасывающую часть насоса.