Способ уравновешивания осевой силы

Способы уравновешивания осевых сил

Наиболее естественный путь осевого уравновешивания ротора — устранение условий возникновения неуравновешенных осевых сил. Однако такой путь оказывается эффективным лишь для насосов со сравнительно низкими параметрами. Устранение неуравновешенных осевых сил достигается либо обеспечением полной геометрической симметрии, либо искусственным изменением распределения скоростей и давлений в камерах таким образом, чтобы результирующие силы давления на обе боковые поверхности колеса были равны.

В насосах с геометрической симметрией ротора относительно срединной плоскости, перпендикулярной его оси, например, в насосах расхолаживания (рис. 2.9, 2.13), остаточные (случайные) осевые силы воспринимаются упорными шарикоподшипниками или, как в бустерном питательном насосе (рис. 2.21), упорным подшипником скольжения. Недостатками таких схем являются дополнительные гидравлические потери в переводных каналах, увеличенные габариты и металлоемкость, усложнение отливок и конструкции в целом.

Способы выравнивания сил давления на основной и покрывающий диски более многообразны. Во многих случаях, особенно для одноступенчатых насосов, щелевое уплотнение 1 со стороны основного диска располагают на большем радиусе (рис. 4.4), а камеру 2 под уплотнением соединяют с входной воронкой отверстиями 3 в основном диске или в ступице колеса. Площадь отверстий 3 рекомендуется принимать примерно в 4 раза больше площади уплотняющего зазора, чтобы уменьшить подпор в камере 2. В такой конструкции на переднем 4 и заднем 1 уплотнениях дросселируется примерно одинаковый перепад давления и объемные потери удваиваются. Остаточная неуравновешенная сила воспринимается радиально-упорным подшипником 5 [10].

Расход через отверстия во вращающемся диске и соответствующий подпор в разгрузочной камере можно определить, пользуясь экспериментальными значениями коэффициента расхода, приведенными в [11].

Из-за дискового трения жидкость в камере 2 вращается, и возникающий при этом центробежный эффект приводит к повышению давления вдоль радиуса, что может нарушить баланс сил давления, действующих на колесо. Для предотвращения этого в камере 2 (рис. 4.5, а) устанавливают неподвижные радиальные лопатки I, тормозящие окружной поток. На рис. 4.5, бив показаны эпюры давления в камере соответственно без лопаток и с лопатками [12].

Рис. 4.4. Расположение щелевых уплотнений на одном радиусе

Рис. 4.5. Проточная часть насоса ЦЭН-61 (а), эпюра давления в камере без лопаток (б) и с радиальными неподвижными лопатками (в)

Другим распространенным способом уменьшения осевой силы является использование радиальных лопаток 1, расположенных на основном диске рабочего колеса 2 (рис. 4.6). Лопатки увеличивают среднюю частоту вращения жидкости ωж, и в соответствии с формулой (4.1) уменьшается среднее давление на тыльную поверхность рабочего колеса. Оребрение колес приводит к значительным потерям мощности, которые можно оценить по следующей формуле [11]:

где С = 0,0054÷0,0027; φ = 0,9; r и R — внутренний и наружный радиусы лопаток. Полностью уравновесить ротор на всех режимах работы не удается, и остаточная осевая сила воспринимается радиально-упорным подшипником.

В последнее время появилось много конструкций насосов [10], в которых распределение давления в боковых камерах автоматически изменяется так, чтобы результирующая осевая сила оставалась равной нулю. Регулирующим воздействием в этих конструкциях обычно является осевое смещение рабочего колеса, вызывающее соответствующее изменение геометрии лопаток импеллера. Однако такие конструкции не только малоэкономичны, но и излишне сложны и ненадежны.

Рис. 4.6. Секционный насос с радиальными лопатками на тыльной стороне рабочих колес

Рис. 4.7. Уравновешивание осевой силы с помощью переменного торцового дросселя

В одноступенчатых насосах широко применяется более экономичное автоматическое уравновешивание сил давления на обе стороны колеса с помощью переменных дросселей, проводимость которых изменяется при осевых смещениях ротора (рис. 4.7). Если, например, под действием возникшей неуравновешенной осевой силы ротор 1 сместится вправо, то торцовый зазор 2 уменьшится и давление в камере 4 увеличится настолько, что силы давления на обе стороны колеса 3 сравниваются. Различные модификации таких способов уравновешивания используются в конструкциях ГЦН [12], а также в турбонасосных агрегатах двигателей летательных аппаратов. Закрутка потока в камере 4 и расходное течение, направленное от периферии к центру, могут значительно уменьшить среднее давление; поэтому в камере размещают неподвижные радиальные лопатки 5, тормозящие окружной поток и выравнивающие давление по радиусу.

В некоторых конструкциях одноступенчатых насосов рабочее колесо крепят на валу по ходовой посадке, а тыльную полость соединяют с входной воронкой дросселем, сопротивление которого зависит от положения колеса. При этом вал удерживается от осевых смещений упорным подшипником.

В большинстве конструкций многоступенчатых насосов особых мер по уменьшению осевых сил не принимают, а действующие на ротор силы уравновешивают специальными разгрузочными устройствами.

Наиболее простыми такими устройствами являются разгрузочные поршни (думмисы), воспринимающие, постоянное осевое усилие; их делают цилиндрическими, ступенчатыми и с коническими участками (рис. 4.8, а, б, в). Поскольку в процессе работы насоса осевая сила, действующая на ротор, может изменяться в широких пределах, разгрузочные поршни приходится дополнять упорными подшипниками на сравнительно большие остаточные осевые нагрузки. Для крупных насосов это, как правило, двусторонние упорные подшипники с самоустанавливающимися колодками (рис. 2.22 и 2.24),представляющие собой сложные и дорогостоящие узлы. На рис. 4.9 показана многоступенчатая центробежная машина, в которой осевое уравновешивание ротора осуществляется ступенчатым поршнем 1 с лабиринтными уплотнениями 2 и двусторонним упорным подшипником 3 с самоустанавливающимися сегментными колодками.

В настоящее время для крупных высоконапорных многоступенчатых насосов самым эффективным способом уравновешивания осевых сил является использование автоматических уравновешивающих устройств — гидропят. Гидропята (рис. 4.10) содержит жестко закрепленный на валу разгрузочный диск 5, неподвижное опорное кольцо (подушку) 2, последовательно расположенные цилиндрический 1 и торцовый 3 дроссели и камеру 4, разделяющую эти дроссели. Полный перепад давления Δр = р1 — — р3 на пяте представляет разность между давлением нагнетания р1 и давлением в камере за гидропятой. Чаще всего эта камера соединена с входным патрубком насоса, тогда р3 — давление на входе. Часть общего перепада давления Δр2 — р2 — р3 дросселируется на торцовом дросселе 3, проводимость которого зависит от ширины зазора х, т. е. осевого положения ротора. Если под действием избыточной осевой силы ротор смещается влево, то зазор х уменьшается, а давление увеличивается, восстанавливая равенство силы Т, действующей на ротор, и уравновешивающей силы F, действующей на разгрузочный диск. Таким образом, гидропята автоматически поддерживает осевое равновесие ротора: F = Т.

Для нормальной работы гидропяты необходимо, чтобы ротор имел свободу осевых перемещений, по крайней мере в пределах возможных изменений торцового зазора; поэтому по концам вала необходимо устанавливать лишь радиальные подшипники. Функции упорного подшипника выполняет сама гидропята. Весьма перспективно использование системы авторазгрузки не только в качестве упорного, но и радиального гидростатического подшипника.

Задиры по торцовым контактным поверхностям происходят чаще всего на нерасчетных, переходных режимах, при разгоне и выбеге, когда гидравлическая уравновешивающая сила F мала. В связи с этим в насосах, для которых по условиям эксплуатации требуются частые пуски и остановки, устанавливают отжимные устройства (рис. 4.10, поз. 6), через которые осевое усилие пружин Fп передается на ротор и при малых оборотах сдвигает его в сторону нагнетания, увеличивая торцовый зазор в гидропяте и тем самым предупреждая возможные задиры. Отжимные устройства следует рекомендовать также в насосах с турбоприводом, так как процесс разгона и остановки приводной турбины происходит медленно.

Рис. 4.8. Конструкции разгрузочных поршней:
а — цилиндрический: б — ступенчатый; в — конический

Рис. 4.9. Центробежная машина со ступенчатым поршнем и двусторонним упорным подшипником

Рис. 4.10. Гидропята с отжимным устройством

Температура перекачиваемой жидкости в камере гидропяты повышается по сравнению с температурой на входе за счет энергии вязкого трения в дросселирующих зазорах и гидравлических потерь в проточной части насоса. В режимах малых подач, когда значительная часть мощности, потребляемой насосом, теряется на нагрев жидкости, повышение температуры может составить 10—15 °С. В случае высокой температуры на входе, например в питательных насосах, температура в камере после торцового зазора может достичь критического значения, при котором давление в камере меньше соответствующего давления насыщенного пара. В результате, прежде всего в торцовом зазоре пяты, может
происходить более или менее интенсивное парообразование, уменьшающее несущую способность и увеличивающее опасность возникновения задиров в торцовом дросселе.

Чтобы предотвратить парообразование, давление в камере после торцового зазора необходимо поддерживать более высоким, чем давление насыщенного пара при максимально возможной температуре и при минимальном давлении в линии отвода протечек из гидропяты. Наиболее простым способом повышения давления в камере является использование дополнительного цилиндрического дросселя между торцовым зазором и линией отвода протечек (рис. 4.11, а). В некоторых случаях гарантированный подпор после торцового зазора создают, изменяя последовательность торцового и цилиндрического дросселей (рис. 4.11, б).

На основании приведенного обзора можно предложить укрупненную классификацию (рис. 4.12) способов уменьшения и уравновешивания осевых сил, действующих на роторы центробежных насосов. Наиболее экономичными и надежными являются системы автоматического уравновешивания, поэтому ниже приведем инженерный метод статического и динамического расчета таких систем.

Рис. 4.11. Гидропяты с дополнительным цилиндрическим дросселем (а) и с внутренним расположением торцового дросселя (б)

Рис. 4.12. Классификация способов уменьшения и уравновешивания осевых сил

Источник

Тема №17. Осевые усилия и способы их уравновешивания

Рабочее тело, расширяясь (сжимаясь) в проточной части турбомашины, передает на ротор не только вращающий момент, определяемый окружными усилиями, действующими на рабочие лопатки, но и осевые усилия, которые не создают полезной работы и воспринимаются упорным подшипником. В турбинах чаще всего эти усилия стремятся сдвинуть ротор в направлении потока рабочего тела, а в компрессорах – против направления движения потока. Осевые усилия могут достигать достигают довольно значительной величины. Для того чтобы обеспечить надежную работу турбоагрегата и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо с достаточной точностью определить осевое усилие. Заметим, что в многовальных газотурбинных установках упорных подшипник имеется на каждом из валов.

Ошибки в определении осевого усилия приводят к неработоспособности турбоагрегата и необходимости серьезного пересмотра всей конструкции. Можно назвать целый ряд соответствующих примеров как из паротурбостроения, так и газотурбостроения.

Рассмотрим осевые усилия, действующие на одну из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, показанной на рис. 17.1 а. В увеличенном масштабе эта ступень изображена на рис. 17.1 б.

На венец рабочей решетки передается осевое усилие, которое уже было нами найдено ранее (см. Тема №6) и составляет для n-й ступени при полном подводе рабочего тела:

.

Если давление рабочего тела и по обе стороны диска не равны между собой, то диск испытывает осевую нагрузку, равную:

где d_n — средний диаметр ступени; d_2n — диаметр втулки диска; l_n — высота рабочих лопаток.

Рис. 17.1. Схематический чертеж многоступенчатой турбины активного типа с разгрузочным диском (а) и схема ступени активного типа (б)

Если диаметры d_1n и d_2n промежуточных уплотнений по обе стороны диска не равны, как это, например, показано на рис. 17.1 б, то осевое усилие, передаваемое в пределах ступе­ни на торцевую поверхность, обусловленную разностью диаметров уплотнений, напишется так:

.

Наконец, если рассматривать уплотнение диафрагмы и предположить, что на роторе выполнены ступеньки по схеме рис. 7.2, то возникнет осевое усилие, обусловленное разностью давлений по обе стороны каждой ступеньки. Полное усилие, передаваемое на уплотнение, составит:

где d_у — средний диаметр уплотнения; h — высота ступеньки на валу.

Рис. 17.2. Схема промежуточного (диафрагменного) уплотнения

Если во всех гребнях уплотнения зазоры одинаковы, то для схемы уплотнения рис. 17.2 можно приближенно принять:

.

Для того чтобы определить полное усилие на ротор турбины, надо просуммировать эти нагрузки по всем ступеням турбины и учесть также усилия, возникающие в области концевых уплотнений ротора. Прежде чем составлять эту сумму, обратим внимание на некоторые частные особенности:

1. Иногда оказывается возможным пренебречь составляющей осевого усилия, действующего на рабочие лопатки турбины, так как в ступенях высокого и среднего давления

В ступенях большой веерности из-за большого теплоперепада и значительной степени реактивности:

Давление можно найти, если определить перепад давления по обе стороны диска: = + . В свою очередь можно представить =k , где = — — перепад давления на лопатках.

Перепад давлений, действующих на диск, зависит от сопротивления разгрузочных отверстий в диске и от количества пара , протекающего через диафрагменное уплотнение, и , проникающего через зазор между диском и диафрагмой (рис. 17.1 б). Обозначая через количество пара, протекающего через разгрузочные отверстия, можно на­писать:

= ±

Если выразить входящие в это равенство расходы через уравнения неразрывности, то, следуя В. В. Звягинцеву, можно после преобразований найти формулу для коэффициента k:

.

; .

Произведения представляют собой эквивалентные площади проходного сечения:

— через зазоры уплотнения диафрагмы; — через корневой зазор ступени между диском и диафрагмой; — через разгрузочные отверстия диска; z_y — число гребней в лабиринтовом уплотнении диафрагмы.

В приведенной формуле для расчета коэффициента k следует принимать положительные знаки, если — положительная величина, и отрицательные, если направляется из дисковой камеры в рабочую решетку ступени.

Надежность расчета коэффициента k по приведенной формуле зависит от того, насколько точно известны коэффициенты расхода и и величина зазоров. В качестве первого приближения можно принимать при отсутствии уплотнения зазора = 0,2…0,4 и =0,3…0,5.

Более подробные сведения о коэффициентах расхода и коэффициенте k принято представлять в виде диаграмм (см. рис. 17.3 и 17.4). Коэффициент расхода через разгрузочное отверстие приведен в зависимости от отношения скоростей u_p/с_p (u_p — окружная скорость на диаметре диска, где расположены отверстия; с_p — скорость пара через эти отверстия ), ‘и от безразмерного параметра ; здесь s — наименьший зазор между диафрагмой и диском, dp — диаметр отверстия, — шаг между отверстиями.

Рис. 17.4. Коэффициенты расхода для расчета осевого усилия:

а. – через разгрузочное отверстие; б. – через корневой зазор;
в. – через корневой зазор

Коэффициент расхода через корневой зазор приведен в зависимости от направления потока, величины зазора и числа Рейнольдса Re_к = 2c_кd_к/v, где .

Необходимо подчеркнуть, что вследствие больших поверхностей дисков даже незначительные разности давлений приводят к большим осевым усилиям. Эти усилия могут в процессе эксплуатации возрасти в случае разработки уплотнений диафрагм и связанного с этим увеличения утечки пара , а также в случае отложений солей на рабочих лопатках, что ведет к сокращению проходных сечений рабочих решеток и увеличению степени реактивности, т.е. к повышению давления в зазоре и росту утечки из зазора между сопловыми и рабочими лопатками.

3. При аксиальных промежуточных уплотнениях осевое усилие обычно невелико, так как высоты гребней h не превышают 4…5 мм. Это позволяет во многих случаях пренебрегать осевым усилием . Иная картина возникает в радиальных лабиринтовых уплотнениях.

Для того чтобы уменьшить суммарное осевое усилие, передаваемое на упорный подшипник в турбинах стараются его уравновесить. Этого можно достигнуть, например, меняя диаметры концевых уплотнений (рис. 17.1 а).

Включенный между камерой первой ступени и концевым уплотнением барабан, уравновешивающий осевые усилия, действующие на ротор турбины, получил название уравновешивающего или разгрузочного диска (думмиса).

В реактивных турбинах (компрессорах), у которых лопатки расположены непосредственно на барабане и промежуточных диафрагм нет, усилия отсутствуют, зато исключительное значение приобретают усилия , так как увеличение диаметров ступеней почти целиком определяется разностями диаметров барабана.

Кроме того, в реактивных турбинах, очевидно, большое значение имеют усилия , поскольку в реактивных ступенях значительны перепады давлений на рабочих решетках.

Для групп реактивных ступеней с одинаковым средним диаметром и мало меняющейся высотой рабочих лопаток, пренебрегая разностью количеств движения в осевом направлении, можно написать:

где р₀ и р₂ — давления в начале и в конце группы реактивных ступеней.

Чтобы уравновесить значительные осевые усилия, возникающие в реактивных турбинах, приходится применять разгрузочные диски большого диаметра. Если в реактивной турбине все рабочие лопатки расположены на цилиндрическом барабане, а давление р_х равно давлению за последней ступенью, то полностью осевое усилие уравновешивается, если диаметр разгрузочного поршня d_x равен среднему диаметру средней ступени.

В многоцилиндровых паровых турбинах осевое усилие стараются уравновесить, направляя потоки пара в первом и втором цилиндре во взаимно противоположные стороны, как это схематически показано на рис. 17.5. При этом осевые усилия каждого из цилиндров могут быть полностью взаимно уравновешены и разгрузочный диск становится излишним.

Рис. 17.5.Методы уравновешивая осевых усилий в паровых турбинах

Если уравновешивание достигается с помощью разгрузочного диска, то, найдя его диаметр и оценив допустимую утечку пара через уплотнение разгрузочного диска определяют число гребней лабиринтового уплотнения. Радиальный зазор в уплотнении выбирается так, чтобы предупредить возможность задевания. Обычно этот зазор составляет (1,0…l,5)×10 -3 d_x. В реактивных турбинах утечки через думмис достигают значительной величины и вызывают снижение КПД, что особенно существенно сказывается в турбинах (нагнетателях) с небольшим объемным пропуском рабочего тела.

В газотурбинных агрегатах, где осевые усилия в турбине и компрессоре противоположно направлены, уравновешивание осевых нагрузок может быть достигнуто только за счет изменения диаметров уплотнений.

Рис. 17.6. Силовая схема газотурбинной установки

Суммарное осевое усилие оказывается очень чувствительным даже к небольшому отклонению давления (например, из-за повреждения рабочих лопаток или заноса проточной части) – даже небольшое его изменение способно вызвать существенную дополнительную нагрузку упорного подшипника, которая может привести к его разрушению.

По этим соображениям в реактивных турбинах, где часто уравновешивание достигалось встречным потоком пара в двух цилиндрах турбины, обычно устанавливались специальные автоматы, контролирующие осевую уравновешенность турбины и действующие на предохранительный выключатель турбины в случае нарушений этой уравновешенности.

Источник