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
Осевые усилия и способы их уравновешивания
Пар, расширяясь в проточной части турбины, 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. Чаще всего эти усилия стремятся сдвинуть ротор в направлении потока пара, причем иногда они достигают большой величины. Для того чтобы обеспечить надежную работу турбины и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо с достаточной точностью определить осевое усилие.
Для этого рассмотрим осевые усилия, действующие на одну из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, показанной на рис. 5.28. В увеличенном масштабе эта ступень изображена на рис. 5.29.
На венец рабочей решетки передается осевое усилие, которое было определено в § 3.1 и составляет для я-й ступени при
полном подводе пара
Если давления пара рп и р2п по обе стороны диска не равны между собой, то диск испытывает осевую нагрузку, равную
где йп—средний диаметр ступени; — диаметр втулки диска; /2п — высота рабочих лопаток. Если диаметры йХп и й1п промежуточных уплотнений по обе стороны диска не равны, как это, например, показано на рис, 5.29, то осевое усилие, передаваемое в пределах ступени на торцевую поверхность, определяемую разностью диаметров уплотнений, запишется так:
Наконец, если рассматривать уплотнение диафрагмы и предположить, что на роторе выполнены ступеньки, то возникнет осевое усилие из-за разности давлений по обе стороны каждой ступеньки. Полное усилие, передаваемое на уплотнение, составит
—средний диаметр уплотнения; Ау — высота ступеньки на валу.
Если во всех гребнях уплотнения зазоры одинаковы, то 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 частях высокого и среднего давлений в ступени
В последних ступенях конденсационных турбин из-за большого теплоперепада и значительной реактивности
При небольших теплоперепадах можно принять, что разность давлений рг—р2 пропорциональна степени реактивности ступени и разности давлений р0
следует рассматривать как величину отрицательную.
В свою очередь
— перепад
давления на лопатках.
количество пара, протекающего через разгрузочные отверстия, можно написать
Если выразить входящие в это равенство расходы через уравнения неразрывности, то можно после преобразований найти формулу для коэффициента:
— через разгрузочные отверстия диска; 2У — число гребней в лабиринтовом уплотнении диафрагмы.
—положительная величина, и отрицательные, если
направляется из дисковой камеры в рабочую решетку ступени.
Надежность расчета по указанной формуле зависит от того, насколько точно известны коэффициенты расхода |1К и |лр и величина зазоров. В качестве первого приближения можно принимать при отсутствии уплотнения зазора
— окружная скоройть на диаметре диска, где расположены отверстия; ср — скорость пара через отверстия,
здесь
—шаг между отверстиями.
Коэффициент расхода цк через корневой зазор приведен в зависимости от направления потока, величины зазора и числа
Если представленные на рис. 5.30 зависимости для коэффициентов выразить аналитически, то легко записать алгоритм для расчета осевого усилия в турбинной ступени и составить программу для его определения применительно к конкретной ЭВМ.
Следует учитывать, что, как было показано в § 3.3, степень реактивности и, следовательно, давления в ступени переменны по радиусу. Это также должно быть учтено при детальном расчете осевого усилия.
Необходимо подчеркнуть, что из-за больших поверхностей дисков даже незначительные разности давлений приводят
не
Для того чтобы уменьшить суммарное осевое усилие, передаваемое на упорный подшипник, в паровых турбинах стараются его уравновесить. Этого можно достичь, например, увеличив диаметр переднего концевого уплотнения (рис. 5.28) и соединив промежуточную полость А с конденсатором или с промежуточной ступенью, давление в которой невелико. Таким образом, создается уравновешивающее усилие, направленное навстречу потоку пара и уменьшающее нагрузку упорного подшипника.
Включенный между камерой первой ступени и концевым уплотнением участок ротора, уравновешивающий осевые усилия, действующие па ротор турбины, получил название уравновешивающего, или разгрузочного, диска.
Если воспользоваться обозначениями, приведенными на рис. 5.28, принять, что
обозначить реакцию упорного подшипника через Яу и предположить, что отвод пара из внешней камеры разгрузочного диска производится в промежуточную ступень, где при расчетной нагрузке давление равно рх, то сумма осевых проекций сил, действующих па ротор, составит: усилия, направленные влево:
Решая это уравнение относительно с1Х9 находим
Это равенство показывает, что с1х зависит от той нагрузки Лу, которая может быть допущена па упорный подшипник.
, так как увеличение диаметров ступеней почти целиком определяется разностями диаметров барабана.
, 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 количества движения в осевом направлении, можно написать
где р0 и р= -давления в начале и в конце группы реактивных ступеней.
Чтобы уравновесить значительные осевые усилия, возникающие в реактивных турбинах, приходится применять разгрузочные диски очень большого диаметра, как это, например, видно на рис. 5.3. Если в реактивной турбине все рабочие лопатки расположены на цилиндрическом барабане, а давление рх равно давлению за последней ступенью, то полностью осевое усилие уравновешивается, если диаметр разгрузочного диска с1х равен среднему диаметру средней ступени.
В многоцилиндровых турбинах осевое усилие стараются уравновесить, направляя потоки пара в первом и втором цилиндрах во взаимно противоположные стороны, как это схематически показано на рис. 5.31. При этом осевые усилия каждого из цилиндров могут быть полностью взаимно уравновешены и разгрузочный диск становится излишним.
Современные мощные турбины выполняются с раздельными потоками в цилиндрах низкого давления (см. рис. 10.13) и даже в цилиндрах среднего и высокого давления (см. рис. 10.13 и 10.32). В этом случае ротор каждого цилиндра практически уравновешен.
Если уравновешивание достигается с помощью разгрузочного диска, то. найдя его диаметр и оцепив допустимые утечки пара через уплотнение разгрузочного диска, называемого д у м и с с о м. определяют, пользуясь формулами § 4.3, число гребней лабиринтового уплотнения
. В реактивных турбинах утечки
через думисс достигают значительной величины и вызывают снижение КПД, что особенно существенно сказывается в турбинах с небольшим объемным пропуском пара.
Для того чтобы обеспечить высокую экономичность турбины, следует стремиться выдерживать малые радиальные и осевые зазоры в проточной части турбины. Радиальные зазоры зависят не только от диаметра ротора, но и от точности изготовления турбины и ее монтажа. Современная технология изготовления, использующая станки с числовым программным управлением и обрабатывающие центры, позволяет уменьшить расчетные значения зазоров. Радиальные зазоры зависят также от жесткости ротора и корпуса. Для уменьшения осевых зазоров необходимо сократить осевые перемещения ротора относительно статорной части турбины, которые оказываются значительными в многоцилиндровых турбинах с расположением упорного подшипника у конца ротора. Поэтому, скажем, в двухцилиндровых турбинах направление потоков в цилиндрах выполняется противоположным, а упорный подшипник располагается между цилиндрами. В пятицилиндровых турбинах насыщенного пара К-550-6,4 и К-750-6,4 ХТЗ, К-1000-5,9/50 ЛМЗ первый цилиндр — ЦВД — располагается посередине турбины, рядом с ним — упорный подшипник, а четыре ЦНД — по два с каждой стороны ЦВД.
Следует иметь в виду, что неизбежные (в пределах допусков) отклонения в размерах облопачивания, несколько отличающиеся от расчетных зазоры в турбинах, что вызывается допусками при монтаже и воздействием условий эксплуатации, а также переменные и переходные режимы работы турбины приводят к изменению по сравнению с первоначальным расчетным значением усилия /?у, действующего на упорный подшипник. Все это должно учитываться при проектировании турбины. Детально вопрос об изменениях усилия Яу из-за упомянутых и ряда других причин рассматривается.
Источник
