Размещено на http://www.allbest.ru

СУМСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Зубахін Олексій Миколайович

УДК 621.65

ВИКОРИСТАННЯ ГІДРОДИНАМІЧНИХ ЕФЕКТІВ У ШПАРИННИХ УЩІЛЬНЕННЯХ ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ТЕХНІЧНОГО

РІВНЯ ВІДЦЕНТРОВИХ НАСОСІВ

Спеціальність 05.05.17 - гідравлічні машини та гідропневмоагрегати

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Суми - 2011

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана на кафедрі прикладної гідроаеромеханіки Сумського державного університету Міністерства освіти і науки, молоді та спорту України.

Науковий керівник: кандидат технічних наук, доцент

Гулий Олександр Миколайович,

Сумський державний університет, доцент кафедри прикладної гідроаеромеханіки.

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, доцент

Андренко Павло Миколайович,

Національний технічний університет “Харківський політехнічний інститут”, професор кафедри гідропневмоавтоматики і гідроприводу.

кандидат технічних наук

Єлін Олександр Валерійович,

ВАТ «Науково-дослідний і проектно-конструкторський інститут атомного і енергетичного насособудування», м. Суми, заступник директора з науково-дослідних робіт.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Сумського державного університету за адресою: м. Суми, вул. Римського-Корсакова, 2.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради Є.М. Савченко

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Інтенсивний розвиток машинобудівного комплексу України в умовах зростаючої конкуренції потребує створення принципово нових машин та технологічних процесів. Оскільки значна їх частина використовує відцентрові насоси, постійно існує потреба в підвищенні енергетичних параметрів, масогабаритних характеристик, надійності та ресурсу останніх. При цьому на перший план виходять проблеми вібрації їх роторів, які обмежують досяжну кількість ступенів та частоту обертання валу, таким чином зменшуючи не тільки питому енергоємність та досяжні напори насосів, але в деяких випадках і ККД, так як не дозволяють конструктивно забезпечити близький до оптимальних значень коефіцієнт n_s. відцентровий насос віброактивність ротор

Динамічні характеристики роторів швидкохідних машин, головним чином, визначаються діючими в зазорах проточної частини безконтактних ущільнень гідродинамічними силами, які, в залежності від конструкції і умов роботи ущільнюючих вузлів, можуть стабілізувати його динаміку та зменшувати віброактивність, або навпаки, викликати втрату динамічної стійкості і руйнуючі для машини автоколивання ротора.

Накопичений на даний момент об'єм теоретичних і експериментальних досліджень впливу безконтактних ущільнень на вібраційний стан ротора недостатній для вирішення практичних задач динамічних розрахунків та проектування високообертових відцентрових машин. З усіх складових радіальних гідродинамічних зусиль достатньо дослідженими можна вважати лише пружні зусилля в ущільненнях з гладкою шпариною, на даних про які базуються сучасні динамічні розрахунки роторів відцентрових насосів, суть яких полягає в запобіганні збігу частоти обертання ротора з власними частотами його поперечних коливань. Розрахунки згідно існуючих методик призводять до вибору валів з надмірною жорсткістю, що призводить до заниження технічного рівня проектованих машин.

Більш досконалий підхід до досліджень вібраційного стану відцентрових насосів має ґрунтуватись на прямих розрахунках рівнів вібрацій або параметрів прецесії ротора, але для цього потрібні достовірні дані, в першу чергу, про демпфуючі гідродинамічні зусилля в проточних частинах шпаринних ущільнень. Існуючі на цей час відомості по розрахунку таких зусиль в різних джерелах суттєво розрізняються і не підтверджені достатньо надійним експериментом. Крім того, усі відомі аналітичні та чисельні методики розрахунку не повністю або зовсім не враховують гідродинамічні явища на вході в ущільнюючу шпарину та на виході з неї.

Викладене вище обумовлює актуальність вибраної теми дисертаційної роботи, спрямованої на вирішення важливої науково-практичної задачі - підвищення технічного рівня відцентрових насосів шляхом використання гідродинамічних ефектів у шпаринних ущільненнях та дослідження робочих процесів у них.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота виконувалась згідно з планом науково-дослідних робіт кафедри прикладної гідроаеромеханіки Сумського державного університету відповідно до науково-технічної програми Міністерства освіти і науки України та реалізована при виконанні науково-дослідної роботи: «Дослідження нетрадиційних шляхів перетворення енергії в рідинах і газах та створення на їх основі прогресивного обладнання для гідропневмосистем» (№ держреєстрації 0106U001935), а також в рамках госпдоговірної роботи (замовник Науково-виробниче підприємство «Насостехкомплект»): «Розробка техно-робочого проекту насоса ЕДН-5Ф-1000-400 з частотою обертання 6000 об/хв». Здобувач брав у них безпосередню участь як виконавець.

Мета і завдання дослідження. Метою даної роботи є підвищення технічного рівня відцентрових насосів за рахунок зниження віброактивності ротора шляхом вибору раціональних конструктивних параметрів шпаринних ущільнень проточної частини.

Для досягнення поставленої мети були сформульовані такі завдання:

? вдосконалити математичну модель робочого процесу шпаринних ущільнень відцентрових насосів;

? встановити взаємозв'язок між конструктивними параметрами шпаринних ущільнень і динамічними характеристиками ротора відцентрового насоса;

? визначити закономірності та особливості робочого процесу у відцентровому насосі, в тому числі і при збіганні власних частот ротора з частотою обертання;

? на основі експериментальних досліджень довести адекватність вдосконаленої математичної моделі шпаринного ущільнення відцентрового насоса;

? сформулювати практичні рекомендації щодо раціонального проектування відцентрового насоса з урахуванням гідродинамічних ефектів у шпаринних ущільненнях.

Об'єктом дослідження є гідродинамічні процеси в системі ротор- шпаринне ущільнення відцентрового насоса.

Предметом досліджень є характеристики робочого процесу в безконтактних ущільненнях та динамічні характеристики ротора високообертового відцентрового насоса.

Методи досліджень. Основними методами досліджень були: методи механіки рідини і газу, за допомогою яких вирішені рівняння турбулентної течії рідини в короткій кільцевій шпарині, що дозволило отримати аналітичні вирази для розрахунку динамічних параметрів шпаринних ущільнень проточної частини відцентрового насоса; методи чисельного моделювання, які дозволили розширити діапазон розрахунку геометричних параметрів шпаринних ущільнень та отримати поправні коефіцієнти, що враховують вплив геометричних параметрів ущільнення на гідродинамічні сили в кільцевій шпарині. Під час експериментальних досліджень, які проводились у лабораторії кафедри прикладної гідроаеромеханіки Сумського державного університету (м. Суми) на стенді випробувань перспективного насоса, який працює при критичній частоті обертання, використовувалися основні положення теорії експериментів і теорії похибок та математичної статистики для обробки експериментальних даних.

Наукова новизна отриманих результатів полягає в тому що:

? вперше отримані уточнені аналітичні залежності для демпфуючих, циркуляційних та інерційних сил в циліндричних і конічних шпаринах з перекосом осей, які, на відміну від відомих, враховують втрати напору на вході і відновлення швидкісного напору на виході зі шпарини та дають змогу визначити параметри для різних значень вхідної крутки на вході в ущільнення, що дозволяє аналітично визначити параметри гідродинамічних характеристик шпаринних ущільнень відцентрових насосів та підвищє точність математичних моделей робочого процесу;

? теоретично й експериментально доведена можливість роботи відцентрового насоса при умові збігання частоти обертання із власною частотою коливань, що дозволило розширити область використання насоса та підвищити його технічний рівень;

? на підставі аналізу робочого процесу в шпаринних ущільненнях запропоновано його нову розрахункову схему, що дозволило визначити вплив конструктивних параметрів ущільнень на динамічні характеристики насоса;

? вперше отримано аналітичні залежності поправного коефіцієнта, який враховує відношення довжини шпаринного ущільнення до його зазору, та уточнено залежності поправного коефіцієнта Блека, який враховує відношення довжини шпаринного ущільнення до його діаметра;

? встановлено вплив сил демпфування на динамічні параметри ротора відцентрового насоса.

Практичне значення одержаних результатів для машинобудування полягає у створенні методик і алгоритмів розрахунку системи ротор-шпаринне ущільнення відцентрового насоса, які становлять нову базу для проектування відцентрових насосів та аналізу їх робочих та вібраційних характеристик. Дано теоретичне обґрунтування можливості стабільної роботи динамічних насосів при умові збігання частоти обертання з власною частотою коливань ротора, що значно розширює діапазон робочих частот обертання ротора. Результати досліджень у вигляді розроблених методик і алгоритмів проектування відцентрових насосів впроваджено на ВАТ «Сумський завод «Насосенергомаш», НВП «Насостехкомплект» та у навчальний процес кафедри прикладної гідроаеромеханіки СумДУ.

Особистий внесок здобувача. Положення і результати, що виносяться на захист дисертаційної роботи, отримані здобувачем особисто. Серед них: отримання аналітичних виразів гідродинамічних параметрів шпаринних ущільненнях та розробка математичної моделі системи ротор-шпаринне ущільнення відцентрового насоса для чисельного розрахунку, які дозволяють визначити гідродинамічні параметри шпаринних ущільнень проточних частин відцентрових насосів, обґрунтування планів і проведення експериментальних досліджень, обробка та узагальнення результатів, участь у впровадженні. Постановка завдань досліджень, аналіз і узагальнення отриманих результатів виконувалися здобувачем спільно з науковим керівником.

Апробація результатів дисертації. Основні положення і результати дисертації доповідались й обговорювались на: ХІ - XІV Міжнародних науково-технічних конференціях «Гідроаеромеханіка в інженерній практиці» (м. Київ, 2006 р., 2008 р.,, м. Луганськ, 2007 р., м. Чернівці, 2009 р.); VIII - ХI науково-технічних конференціях «Промислова гідравліка і пневматика» (м. Мелітополь, 2007 р., м. Львів, 2009 р.); Міжнародній науково-технічній конференції «Удосконалювання турбоустановок методами математичного і фізичного моделювання» (м. Харків, 2006 р.); на науково-технічних конференціях викладачів, співробітників, аспірантів та студентів СумДУ (2006 - 2010 рр.). У повному об'ємі дисертаційна робота доповідалась на пленарному засіданні ХI Міжнародної науково-технічної конференції Асоціації фахівців промислової гідравліки і пневматики (м. Мелітополь, 2010 р.).

Публікації. За темою дисертаційної роботи надруковано 6 наукових праць у фахових виданнях, що входять до переліку, затвердженого ВАК України.

Структура і обсяг роботи. Робота складається зі вступу, чотирьох розділів, висновків, списку використаних літературних джерел і додатків. Повний обсяг дисертації складає 164 сторінок. Дисертаційна робота містить 25 рисунків, з яких 1 рисункок на окремій сторінці, 1 таблиця по тексту, 1 додаток на 3 сторінках, список використаних літературних джерел із 146 найменувань на 16 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі сформульована наукова - практична задача, її актуальність, мета та завдання досліджень, подано відомості про наукові та практичні результати роботи.

У першому розділі розглянуто сучасний стан теорії і методів розрахунку гідродинамічних параметрів шпаринних ущільнень, викладено результати інформаційно-аналітичного огляду сучасних методів, щодо використовуються при розрахунках динамічних характеристик роторів відцентрових насосів. Аналіз теоретичних і експериментальних даних, що до впливу безконтактних ущільнень на динамічні параметри роторів відцентрових насосів, інших високообертових відцентрових машин показав, що існуючі методи аналітичного і чисельного розрахунку гідродинамічних параметрів ущільнень дають результати, які відрізняються на порядки між собою. Вони не враховують: вхідних втрат напору й відновлення швидкісного напору на виході проточної частини шпаринних ущільнень; додаткові об'єми рідини на його вході та виході; всі відомі аналітичні методики базуються на так званій "теорії короткої шпарини", зміст якої - у відсутності урахування окружних течій в асиметричному циліндричному зазорі; використання існуючих методик при динамічних розрахунках насоса ґрунтується на відладки від власних частот, що може привести до завищених масогабаритних параметрів відцентрових насосів. Таким чином, всебічне дослідження гідродинамічних процесів у проточних частинах шпаринних ущільнень відцентрових насосів є актуальною науковою задачею яка існує в промисловості.

Значний внесок у дослідження цієї проблеми внесли роботи А.А. Ломакіна, В.А. Марцинковського, Іватсуба, Д. Чайлдса, В.І. Сімоновського, Дженсена, Блека, Нельсона і Нгуена, Сан Андреса, Саймона, Френе, Б.Д. Халігана, Хашимото, Хірса та ін.

Проведений аналіз літературних джерел дозволив встановити, що накопичений на даний момент об'єм теоретичних і експериментальних даних по впливу безконтактних ущільнень на вібраційний стан ротора недостатній для вирішення практичних задач динамічних розрахунків і проектування високообертових відцентрових машин з достатньо високими техніко-економічними показниками. Визначено ряд особливостей, без урахування яких неможливо отримати достовірні значення динамічних параметрів ротора відцентрового насоса, а саме:

? вхідних втрат напору й відновлення швидкісного напору на виході проточної частини шпаринних ущільнень відцентрових насосів;

? додаткових об'ємів рідини на вході та виході проточної частини шпаринних ущільнень;

? течій в асиметричному циліндричному зазорі проточної частини шпаринних ущільнень.

? відсутня методика розрахунку динамічних параметрів ротора при збігу власних частот насоса з частотою обертання електродвигуна.

Рішення цих питань визначило мету і задачі досліджень, що наведені у загальній характеристиці роботи. Сформульована актуальна науково-практична задача - використання гідродинамічних ефектів в шпаринних ущільненнях для підвищення технічного рівня відцентрових насосів та дослідження робочих процесів у них. Запропоновано методику її поетапного розв'язання.

У другому розділі розроблено уточнену модель розрахунку гідродинамічних характеристик шпаринного ущільнення, а саме сил, що виникають в ньому.

Розглянули ізотермічну течію рідини в зазорі, створеному ротором, що обертається з кутовою швидкістю щ, прецесія якого становить частоту Щ та який здійснює малі радіальні та кутові гармонійні коливання у взаємно перпендикулярних площинах, та конусною втулкою (рис. 1).

На підставі осереднення рівнянь руху в'язкої нестисливої рідини Нав'є-Стокса, які розглядали разом з рівнянням нерозривності, було одержано рівняння, подібне рівнянню Рейнольдса, яке описує переважаючу осьову течію в короткому кільцевому дроселі:

, (1)

де - довжина ущільнення, м; - безрозмірна осьова координата; - динамічний коефіцієнт в'язкості, Па•с; - радіальний зазор в безрозмірному вигляді; - модифікований коефіцієнт опору тертя; - усереднена по товщині зазору сила інерції, Па/м; h - радіальний зазор, м;  - коефіцієнт тертя;  - тиск у зазорі, Па; - густина рідини, кг/м³; - усереднена по товщині зазору осьова швидкість рідини, м/с; - середній радіальний зазор у перетині (), м; - проекція приведеної швидкості поверхні валу, обумовлена радіальними і кутовими його коливаннями, а також кутовими коливаннями швидкостей прецесії осі вала і власного обертання стінок ущільнення, м/с; - число Рейнольдса напірної течії.

Рис. 1 Розрахункова схема кільцевого зазору короткого шпаринного ущільнення, в якому середній радіальний зазор набагато менше ніж довжина ущільнення (H/l<<1)

Граничними умовами для рівняння (1) є повні втрати тиску в каналі одиничної ширини, що складаються з вхідних втрат , втрат на тертя і часткового відновлення швидкісного напору на виході :

. (2)

Порівнявши праві частини рівняння (2) для випадку шпарини з рухомими стінками каналу та випадку з нерухомими стінками, отримали вираз для осередненої осьової швидкості в зазорі ущільнення:

, (3)

де - осьова швидкість, обумовлена напірною течією, м/с; - безрозмірний зазор в перерізі (z=0); ;  - коефіцієнти місцевих гідравлічних втрат на вході й на виході; , - коефіцієнти гідравлічних втрат напору по довжині каналу для поточного та середнього зазорів; - відносний ексцентриситет кільцевого каналу; - показник конусності; - поточний зазор в перерізі, м; - початковий ексцентриситет, м; - час, с; ; при ; .



Рис. 2. Схема для розрахунку сил, що діють у шпаринних ущільненнях

Інтегрували по довжині усереднене рівняння нерозривності і рівняння Рейнольдса та визначили розподіл тиску по довжині зазору ущільнення. Проекції радіальних сил визначали інтегруванням виразів розподілу тиску по довжині ущільнення і по колу зазору шпарини з урахуванням місцевих опорів.

На ротор у шпаринному ущільненні діють сили (рис. 2): гідростатична ; демпфування радіальних коливань ротора; циркуляційна , що обумовлена власним обертанням валу та яка істотно впливає на стійкість руху ротора; в'язкого лінійного опору та інерційні складові сили, обумовлені інерцією рідини - .

Аналітичні вирази гідродинамічних сил в шпаринних ущільненнях для нерухомої системи координат дозволили дослідити радіально-кутові коливання ротора, а також оцінити динамічну стійкість ротора в шпаринних ущільненнях. В якості класифікаційної ознаки використовували вид матриць коефіцієнтів при зміщеннях, швидкостях та прискореннях в матричному представленні сил, які зазвичай застосовують в теорії стійкості руху.

Варто зазначити , що коефіцієнти демпфування займають одне із найбільш значущих величин в теорії стійкості руху, однак достовірного методу їх визначення не існувало. Нами отримано аналітичну залежність для достовірного визначення коефіцієнту демпфування в шпаринних ущільненнях проточних частин відцентрових насосів:

, (4)

де ;

;

- параметр конусності втулки кільцевого каналу; Н - середній зазор в кільцевому каналі; - радіус кільцевого каналу; - коефіцієнт гідравлічних втрат по довжині каналу; - відносна конусність кільцевого каналу;

.

Аналіз отриманих силових коефіцієнтів ущільнення дозволив встановити наступне: силові коефіцієнти сил жорсткості та сил, обумовлених в'язкою лінійною складовою і інерційною складовою відрізняється від аналогічних, отриманих за раніше відомими методиками незначною мірою, а сили демпфування і пропорційні до них циркуляційні - можуть відрізнятися від аналогічних майже на порядок.

Така різниця в отриманих результатах пояснюється використанням в розрахунках насосів саме теорії відладки від резонансів, у якій сили демпфування не враховуються.

Третій розділ роботи присвячено чисельному розрахунку течії в шпаринних ущільненнях та експериментальному дослідженню динамічних параметрів ротора відцентрового насоса.

Всі відомі аналітичні методики розрахунку гідродинамічних параметрів шпаринних ущільнень базуються на так званій "теорії короткої шпарини", яка не враховує окружних течій в асиметричному циліндричному зазорі. В реальних відцентрових насосах не завжди вдається використовувати короткі шпаринні ущільнення, тому існує необхідність створення методики для розрахунку достовірних робочих характеристик шпаринних ущільнень.

Шляхом математичного моделювання течії рідини в циліндричному зазорі, з застосуванням сучасних програмних засобів, досліджували коефіцієнти демпфування. Методом розрахункового дослідження було обрано моделювання течії рідини за допомогою програмного продукту ANSYS CFX 10.0. В якості вихідної математичної моделі робочого процесу в шпаринних ущільненнях обрані рівняння нерозривності та повні рівняння Рейнольдса. До їх складу входять складові масових, інерційних та конвективних сил та сил тиску, в'язкої дисипації. Рівняння використовували у диференційній формі. Густина рідини приймалась сталою, рівною її середньому значенню. Для замикання рівнянь використано типову k-е модель турбулентності.

Незважаючи на уявну простоту й однозначність чисельного розрахунку каналу гранично простої конфігурації, аналіз опублікованих розрахункових моделей дозволив зробити висновок про одну систематичну неточність, що полягає в розрахунках лише течії власне в зазорі, коли вплив місцевих втрат на формування розподілу тиску в зазорі ігнорується. Така неточність може на порядок змінити розрахункову величину силових факторів, хоча і незначно впливає на витрату й швидкість у каналі ущільнення. Тому при чисельних розрахунках було використано модель потоку в каналі з додатковим урахуванням об'єму рідини на його вході та виході, у яких відбувається формування течії.

За допомогою створеної математичної моделі робочого процесу в шпаринних ущільненнях було апробовано найбільш суперечливий результат аналітичних розрахунків - коефіцієнт демпфування. Порівняння результатів чисельних й аналітичних розрахунків отриманих за допомогою рівняння (4) для короткої шпарини дає гарний збіг, розбіжність не перевищує 5 %. Результати розрахунків дозволили зробити висновок про адекватність розробленої математичної моделі та доцільність її використання для чисельного моделювання течій рідини в циліндричному зазорі.

Однією з причин надзвичайно високої розбіжності результатів розрахунку коефіцієнта демпфування в різних дослідників, є невизначеність величини гідравлічних втрат на виході шпаринного зазору або пов'язаного з ним параметра, який традиційно використовується в дослідженнях шпаринних ущільнень - коефіцієнта відновлення швидкісного напору на виході ж₁₂. Зазначимо, що величина коефіцієнта відновлення швидкісного напору на виході може змінюватися від 0,05 до 0,3 залежно від конфігурації ("плавності") вихідної кромки ущільнення.

Проведено розрахунки коефіцієнтів демпфування для прийнятого, в межах відомих рекомендованих значень, ж₁₂ при номінальному та зношеному, в процесі експлуатації, значень робочого зазору шпаринного ущільнення відцентрових насосів. Встановлено, що розрахована величина коефіцієнта демпфування може не тільки змінюватися в кілька разів, але й міняти знак, що на практиці призводить до втрати динамічної стійкості та виникненню радіальних автоколивань ротора відцентрового насоса. Це ілюструє важливість достовірних даних про коефіцієнт відновлення швидкісного напору на виході шпаринних ущільнень.

Проведено чисельний розрахунок течії рідини в шпаринному ущільненні. У результаті розрахунків було отримано розподіл тиску по довжині шпарини (рис. 3), що дозволило отримати значення коефіцієнтів відновлення швидкісного напору на виході з неї. За результатами розрахунків шпарин з різними геометричними параметрами, характерними для шпаринних ущільнень відцентрових насосів, встановлено його значення, ж₁₂ = 0,09.



Рис. 3 - Розподіл тиску по довжині шпаринного ущільнення

Розглянуте явище різкого зниження сил демпфування у шпаринних ущільненнях за рахунок відновлення швидкісного напору на виході пояснює істотне погіршення вібраційного стану відцентрових насосів при використанні в проточній частині переднього ущільнення робочого колеса з "козирком" на виході, який застосовується для поліпшення структури потоку рідини.

Отримані в результаті чисельного розрахунку залежності коефіцієнта відновлення швидкісного напору (₁₂) шпаринного ущільнення від осьового розміру шпарини козирка. За результатами чисельного моделювання встановлено, що значення коефіцієнта відновлення швидкісного напору на виході шпарини ущільнення зростають. Підвищення коефіцієнта (₁₂) приводить до зниження значення сил демпфування в шпаринному ущільненні. Ці явища виникають у випадках, коли радіальний зазор в ущільненні із прямим козирком становить менше ніж 3 мм.

Встановлено, що особливістю “довгих” шпарин ущільнення (l/d?1) є виникнення окружних перетоків рідини, це може викликати погіршення їх гідродинамічних параметрів. Тому для розрахунків гідродинамічних параметрів для таких ущільнень необхідно застосовувати поправочний коефіцієнт, що дозволить використовувати отримані аналітичні залежності для “коротких” ущільнень і для “довгих”. Відмітимо, що по дослідженню гідродинамічних сил в ущільненнях із циліндричною шпариною є ряд експериментальних даних, які добре погоджуються з аналітичним розрахунком. Однак, відомі експериментальні дані існують тільки для діапазону l/d<0,5. Для діапазонів 0,5<l/d<1 такі дані відсутні через складність виготовлення експериментального стенда. Результати проведених чисельних розрахунків течії рідини в кільцевому зазорі дозволили уточнити значення поправочного коефіцієнта, який враховує зниження сил демпфування в довгих ущільненнях за рахунок перетоків рідини в шпарині:

. (5)

Отримані результати дозволили розширити діапазон аналітичних розрахунків для “короткої” шпарини аж до значень l/d=1, чому відповідають шпаринні ущільнення для всіх існуючих відцентрових насосів.

Встановлено, що для певних значень параметрів відношення довжини шпарини до величини її зазору l/h шпаринних ущільнень можлива втрата стійкості. Дане явище пов'язане зі зміною напрямку сили демпфування при малих довжинах ущільнення й великих зазорах шпарини між роторною й статорною ущільнюючою поверхнею. Це явище негативно позначається на динаміці роторної частини насоса й призводить до автоколивання ротора. Експериментальні дані по дослідженню цих явищ відсутні, тому одним із основних методів дослідження таких шпарин є чисельне моделювання.

Результатами чисельних розрахунків визначено поправочний коефіцієнт k_bh, для різних геометричних параметрів шпаринного ущільнення, який є відношенням коефіцієнта демпфування, отриманого розрахунковим моделюванням і за допомогою аналітичних методик.

На підставі отриманої залежності поправочного коефіцієнта, який враховує довжину шпаринного ущільнення до його діаметра, отримано його аналітичний вираз для діапазону значень l/h від 62,5 до 2000:

. (6)

Вирази (5) і (6) разом з аналітичними виразами (4) дозволяють отримати коефіцієнти демпфування для “коротких” шпарин та розширюють діапазон врахування сил демпфування для всіх геометричних параметрів шпаринних ущільнень, які використовуються у відцентрових насосах.

Проведені експериментальні дослідження динамічних параметрів ротора відцентрового насоса, показали, що збіг власної частоти коливання ротора з частотою обертання не завжди може призводити до погіршення вібраційного стану насоса. При достатніх значеннях сил демпфування в ущільненнях проточних частин насоса можна досягти значного зниження амплітуди коливання ротора, а також забезпечити відсутність підвищення амплітуди коливання за умови збігання власної частоти коливання ротора з частотою обертання вала електродвигуна.

Для апробації результатів аналітичних і чисельних досліджень був проведений фізичний експеримент на стенді, що представляє модель перспективного насоса. Експериментальний насос є насосом консольного типу, ротор якого закріплено одним шарикопідшипником. Його конструкція дозволила вільно переміщуватися консольно закріпленому валу зі сторони робочого колеса зі шпаринними ущільненнями. Таким чином забезпечувала мінімальну жорсткість вала на вільному кінці ротора. В цьому випадку на власну частоту коливання ротора впливає тільки гідростатична жорсткість в шпаринних ущільненнях проточної частини відцентрового насоса. При зміні подачі насоса при певних її значеннях насос працює на “критичній” частоті обертання. Збіг власної частоти коливання ротора з частотою обертання вала електродвигуна відслідковується зсувом по фазі реакцій зміщення ротора під впливом збурення, що визивається дисбалансом ротора на 90?.

Для виміру вібропереміщення використані два канали перетворювачів зазор-напруга (ПЗН) апаратури “ВИЗА-3” з струмовихоровими датчиками переміщення. Фазовий зсув коливань ротора визначався додатковим датчиком ПЗН, який фіксував імпульси при обертанні муфти з виконаним фрезеруванням в полумуфті, яке розташоване напроти дисбалансу ротора експериментального насоса. Вихідний сигнал датчиків подавався на аналого-цифровий перетворювач (АЦП) LTR-11. Модуль АЦП підключався до комп'ютера (ПК) з використанням інтерфейсу USB 2.0. ПК забезпечував багатоканальний збір інформації, її оперативне відображення на екрані, виведення на друк отриманих результатів, обробку та накопичення інформації на жорсткому диску.

Вихідними даними експериментальних досліджень є осцилограма (рис. 4) вимушених коливань ротора по вертикалі та по горизонталі і положення фрезерування на полумуфті при різних значеннях напору насоса. На осцилограмі величина сигналу 3 В по вертикальній шкалі відповідає одному мм зміщення ротора.

Рис. 4. Осцилограма вимушених коливань ротора по вертикалі (верхня крива) та по горизонталі (середня крива) і положення фрезерування на муфті (нижня крива); по вертикалі - напруга, В; по горизонталі - час, с.

Отримані осцилограми для різних значень напору дозволили побудувати залежність амплітуди коливання та фази ротора отримані експериментальним шляхом (рис. 5) та порівняти ці значення з результатами розрахунків, в яких для визначення гідродинамічних параметрів шпаринних ущільнень використовувалися дані аналітичних виразів, отриманих у дисертаційній роботі

Рис. 5 Порівняльна характеристика експериментальних даних та розрахунків: лінія - теорія; точки - експеримент.

Результати експериментальних досліджень показали, що збіг власних частот коливання ротора з частотою обертання вала електродвигуна спостерігається при напорі ?10,4 м. На всьому діапазоні випробувань амплітуда коливань змінювалася від 0,17 мм до 0,20 мм, що значно менше радіального зазору шпаринних ущільнень який в передньому ущільненні робочого колеса дорівнював 0,30 мм на діаметр. На “критиці” амплітуда коливання досягала максимального значення, що відповідає фізиці процесу. Розходження експериментально отриманих даних з теоретичними значеннями не перевищувало 10 %.

Таким чином, можна зробити висновок про адекватність розроблених аналітичних виразів математичної моделі шпаринних ущільнень відцентрового насоса та чисельних досліджень.

Результати проведених експериментальних досліджень зміни амплітуди та фази зміщення вимушених коливань ротора відцентрового насоса добре погоджуються з розрахунковими даними, похибка не перевищувала 10%.

У четвертому розділі наведено методику розрахунку динамічних параметрів роторів відцентрових насосів, одним із етапів якої є аналіз згибних коливань ротора, який дозволяє заздалегідь визначити, чи відбудеться збіг частот і чи буде прийнятна результуюча його вібрація, значення якої регламентується ДСТУ.

При проведенні аналізу згибних коливань керувалися засадами процедури при якій послідовно визначали чи існують ідентичні чи подібні насоси. Якщо не виконується попередня умова, тоді проводили аналіз з визначення власних частот ротора відцентрового насосу. Якщо розрахункове значення першої власної частоти вище частоти обертання ротора з запасом більш ніж 30 % при номінальних та “зношених” (величина зазору в 2-а рази більше, ніж у номінального) зазорах, динамічний стан ротора можна вважати задовільним, а якщо ні - необхідно проводити подальші дослідження динамічних його параметрів.

Недостатня відбудова власних частот від частоти обертання ротора зовсім не виключає можливості нормальної роботи насоса. Амплітуди “резонансних” коливань ротора при співпаданні власних частот з частотами обертання вала електродвигуна визначаються демпфуванням в шпаринних ущільненнях і при достатній його величині можуть бути в допустимих межах.

Амплітуди “резонансних” коливань вала характеризуються добротністю системи А=а_max/a₀ , яку можна визначити за безрозмірною амплітудно-частотною характеристикою (АЧХ) коливання ротора. Можна вважати, що при добротності системи:

А<1,2ч1,5 (7)

нормальна робота насоса буде забезпечена навіть у випадку співпадання власних частот ротора з частотою обертання вала електродвигуна.

Якщо одночасно не виконується ні одна з описаних раніше умов, насос буде працювати з високим рівнем вібрації або зовсім виявиться непрацездатним.

Зазначимо, що АЧХ будується в межах діапазону частот від нуля до значення яке в 2,2 рази більше максимальної частоти обертання вала електродвигуна. При цьому, власні частоти ротора повинні бути розраховані для діапазону швидкостей від 25 % до 125 % номінальних, враховуючи наступне:

1. жорсткість і демпфування для наступних робочих зазорів при середній температурі рідини дроселювання:

- номінальний зазор, вода;

- номінальний зазор, рідина, що перекачується;

- “зношений” зазор, рідина, що перекачується.

2. жорсткість і демпфування в лабіринтних ущільненнях;

3. жорсткість і демпфування в межах підшипників для середнього зазору і температури мастила. Зазначимо, що вплив жорсткості підшипників і демпфування в насосах зазвичай порівняний з впливом внутрішніх робочих зазорів, тому достатньо проаналізувати підшипники при їх середньому зазорі і температурі мастила.

4. масу і жорсткість опор підшипника;

5. сили інерції полумуфти насоса і половини проставки.

У випадку незадовільних результатів розрахунку необхідно провести цілеспрямоване доопрацювання конструкції насоса.

Для того, щоб задовольнити умову достатньої відладки від власних частот насосу, необхідно підвищити його першу власну частоту. Можливими шляхами відладки є:

- підвищення жорсткості вала за рахунок збільшення його діаметра;

- підвищення жорсткості шпаринних ущільнень за рахунок варіювання їх геометричними параметрами і підвищення перепадів тиску на них.

Слід зазначити, що ефективність цих заходів невелика, отже, не слід розраховувати на підвищення першої власної частоти насосу більш ніж на 10 % - 15 %.

Більш суттєвим шляхом відладки є виконання умови (7), для чого необхідно підвищити демпфування і знизити циркуляційні сили в шпаринних ущільненнях. Це досягається збільшенням довжини передніх і міжступінчатих ущільнень, розбивкою довгих шпарин ущільнень вала (l > r) на 2 частини, усуненням закрутки на вході усіх ущільнень.

Істотну допомогу в доопрацюванні конструкції відцентрового насоса може надати аналіз власних форм коливання ротора, при цьому доцільніше вносити конструктивні зміни на ділянках ротора з найбільшими амплітудами коливання.

Зазначимо, що розрахункові значення абсолютних амплітуд коливання ротора є важливою інформацією, яка допомагає приймати конструкторські рішення. Можна вважати, що нормальна робота насоса забезпечується в тому випадку, якщо амплітуда коливання вала не перевищує 35 % величини діаметрального робочого зазору в цій точці шпаринного ущільнення.

Особливий випадок становить коли  > 1,6 ₁. Оскільки в стандартній ситуації () то в районі =2 ₁ ротор втрачає динамічну стійкість. Забезпечити нормальну роботу насоса в цьому випадку можливо тільки пригніченням закрутки потоку на вході в ущільнення, що може підвищити границю динамічної стійкості ротора до =(3 ч 5) ₁.

При розрахунку та проектуванні відцентрового насоса для дослідження динамічних параметрів ротора складається його розрахункова схема. В розрахунковій схемі вал представляється в вигляді ступінчатого циліндра відповідного діаметра, робочі колеса, втулки і диски представляються в вигляді точкових мас, опори та шпаринні ущільнення - у вигляді елементарних пружнодемпфованих ланок і точкових приєднаних мас. Така розрахункова схема у вигляді сукупності обмеженого числа ділянок вала та дискретних елементів містить вичерпну інформацію для динамічних розрахунків і в той же час може бути представлена у чисельній формі у вигляді таблиці чи масиву.

У загальному випадку розрахункова схема ротора насоса може бути представлена в такому вигляді як зображено на рис. 6. Вал насоса розбитий на ділянки однакового діаметра. Вплив втулок на жорсткість вала, зазвичай, невеликий, тому не враховується.

Рис. 6. Приклад ескізу ротора відцентрового насоса та його розрахункової схеми

На схему наносяться маси деталей ротора (коліс, барабанів і дисків розвантаження осьових сил, полумуфт, товстостінних втулок) у вигляді зосереджених мас з точкою прикладання поблизу центрів ваги. Кільця, шайби, тонкостінні втулки і інші деталі незначної маси ігноруються. Наносяться радіальні опори вала (підшипники кочення і ковзання). Координати розташування вибираються в їх геометричних центрах.

Наносяться шпаринні ущільнення проточної частини ротора (також по їх геометричному центру). Кожній складовій гідродинамічної реакції ущільнення ставиться відповідне її схематичне зображення.

За розрахунковою схемою проводять розрахунок власних частот і власних форм поперечних коливань ротора, а також амплітудно-частотних характеристик за якими визначають безрозмірні амплітуди коливань ротора.

Для розрахунку амплітуд коливань ротора задаються величиною і точками прикладання сил, що імітують його масову неврівноваженість (дисбаланс). Розподілення дисбалансу є випадковим, визначення і опис його статичних характеристик ускладнений. Тому в першому наближенні задаються заздалегідь завищеним навантаженням від дисбалансу, прикладеним в районі максимуму коливань відповідно для кожної власної форми ротора, які знаходять заздалегідь та приймають величину , де - сумарна маса всіх деталей ротора насоса, крім вала.

Розроблена методика дозволяє провести аналіз динамічних параметрів роторів при розрахунку та проектуванні відцентрових насосів.

Розрахунковим шляхом доведено економічну ефективність від впровадження у виробництво і промисловість спроектованих за розробленою методикою відцентрового насоса. За попередньою оцінкою, величина прибутку від впровадження одного насоса становить 82530 грн. на рік.

ВИСНОВКИ

У дисертації розв'язана науково-практична задача підвищення технічного рівня відцентрових насосів за рахунок ефективного вибору параметрів шпаринних ущільнень та встановлення оптимальних параметрів робочого процесу відцентрових насосів, що дозволило знизити коефіцієнт динамічності коливань ротора насоса, розширити діапазон частот його обертання, забезпечити індекс показника технічного рівня 0,97 та конкурентоспроможність - 1,15. Основні наукові та практичні результати роботи полягають у наступному:

1. На основі вперше отриманих уточнених аналітичних залежностей для демпфуючих, циркуляційних та інерційних сил у циліндричних і конічних шпаринах з перекосом осей удосконалено математичну модель робочого процесу шпаринних ущільнень відцентрових насосів, яка дозволяє більш докладно визначити вплив конструктивних і робочих параметрів шпаринних ущільнень на робочі характеристики відцентрового насоса.

2. Запропонована нова розрахункова схема ущільнення, що додатково враховує об'єм рідини на його вході та виході, і використання якої дозволяє підвищити точність визначення впливу конструктивних параметрів шпаринних ущільнень на динамічні характеристики ротора відцентрових насосів.

3. Теоретично й експериментально доведено можливість роботи насоса при умові збігання частот обертання з власною частотою коливань ротора, що забезпечується за рахунок вибору раціональних параметрів шпаринних ущільнень.

4. Результатами експериментальних досліджень доведено адекватність вдосконаленої математичної моделі шпаринного ущільнення відцентрового насоса, зокрема, можливість стабільної роботи відцентрового насоса при збіганні власної частоти коливаннь ротора з частотою обертання.

5. Сформульовано практичні рекомендації щодо раціонального проектування відцентрового насоса, зміст яких полягає у цілеспрямованому використанні гідродинамічних ефектів в шпаринних ущільненнях для підвищення технічного рівня насосу. При цьому виявлені такі закономірності та особливості робочого процесу у відцентровому насосі:

? силові коефіцієнти сил ущільнення жорсткості та сил, обумовлених в'язкою лінійною та інерційною складовими, відрізняються від аналогічних, розрахованих за раніше відомими методиками, незначною мірою, а коефіцієнти сил демпфування і пропорційних до них циркуляційних - відрізняються від аналогічних майже на порядок, що при їх врахуванні у методиках розрахунку та проектування дозволяє удосконалити конструкцію та зменшити габарити відцентрових насосів;

? визначено вплив відношення діаметра шпарини до його довжини на величину коефіцієнта демпфування, що дозволяє обґрунтовано проводити розрахунки коефіцієнта для шпарин з відношенням l/d=2;

? нормальною роботу насоса можна вважати в тому випадку, якщо амплітуда коливань вала не перевищує 35 % величини діаметрального робочого зазору в цій точці шпаринного ущільнення.

Розроблені наукові положення та отримані в дисертаційній роботі результати дозволяють у подальшому створювати нові математичні моделі системи ротор - шпаринне ущільнення відцентрових насосів і досліджувати робочі процеси високообертових роторних машин.

Результати впроваджені на ВАТ «Сумський завод «Насосенергомаш», НВП «Насостехкомплект» та у навчальний процес кафедри прикладної гідроаеромеханіки СумДУ.

СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ ПРАЦЬ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

Зубахин А. Н. Конструкции и анализ динамических характеристик роторов шахтных турбонасосных агрегатов повышенной производительности с комбинированными опорно-уплотнительными узлами / А. Н. Гулый, А. Н. Зубахин // Проблемы машиностроения. -- 2007. -- Т. 10, № 1. -- С. 34 - 36. Здобувач брав участь у розробках математичної моделі розрахунку динамічних параметрів ротора, дослідженнях, аналізі результатів і формулюванні висновків.

Зубахин А. Н. Восстановление скоростного напора на выходе щелевых уплотнений как фактор дестабилизаций роторов центробежных насосов / А. Н. Зубахин, А. Н. Гулий, О. Е. Щеляев // Вісник Східноукраїнського національного університету. -- 2007. -- № 3 : Ч. 1-- С. 101-105. Здобувач брав участь у постановці задачі, розрахункових дослідженнях коефіцієнта відновлення напора на виході з ущільнення і формулюванні висновків.

Зубахин А. Н. Динамические характеристики роторов центробежных насосов с комбинированными опорно-уплотнительными узлами / А. Н. Гулый, А. Н. Зубахин // Промислова гідравліка і пневматика. -- 2008. -- № 2 (20). - С.48-51. Здобувач брав участь у розробці методики розрахунку динамічних характеристик роторів відцентрових насосів, дослідженнях, аналізі результатів і формулюванні висновків.

Зубахин А. Н. Влияние геометрических параметров на радиальные гидродинамические силы в щелевых уплотнениях центробежных насосов / А. Н. Зубахин // Вестник НТУУ "КПИ". Машиностроение. - К: НТУУ "КПИ", 2008. - 54 - С.274-278.

Зубахин А. Н. Совершенствование конструкций центробежных насосов, основанное на использовании демпфирующих эффектов щелевых уплотнений проточных частей / А. Н. Гулый, А. Н. Зубахин // Промислова гідравліка і пневматика. -- 2010. -- № 1 (27). - С.65-67. Здобувач брав участь у постановці задачі, розрахункових дослідженнях поправок для визначення коефіцієнта демпфування і формулюванні висновків.

Зубахин А. Н. Численный расчет демпфирующих сил в радиальной щели уплотнений лопастных гидромашин / А. Н. Зубахин // Промислова гідравліка і пневматика. -- 2010. -- № 2 (27). -- С. 53-56.

АНОТАЦІЇ

Зубахін О.М. Використання гідродинамічних ефектів в шпаринних ущільненнях для підвищення технічного рівня відцентрових насосів. - Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.05.17 - гідравлічні машини та гідропневмоагрегати. - Сумський державний університет, Суми, 2011.

Дисертація присвячена теоретичним та експериментальним дослідженням складової демпфуючих сил гідродинамічної взаємодії в ущільненнях проточної частини відцентрових насосів і реалізації шляхів створення таких машин, вільних від невиправданих і зайвих запасів жорсткості за рахунок цілеспрямованого використання сил демпфірування у шпаринних ущільненнях, що дозволяє різко знизити коефіцієнт динамічності, усунути шкідливі резонансні явища й вимоги відбудування власних частот з розрахунково-конструкторської практики. Уточнені аналітичні залежності для розрахунку гідродинамічних сил у шпаринних ущільненнях. За допомогою математичного моделювання отримано поправочні коефіцієнти, що дозволили розширити діапазон використання аналітичних залежностей коефіцієнтів демпфування шпаринних ущільнень. Обґрунтовано необхідність використання додаткових об'ємів дроселюючої рідини в шпарині при проведення чисельних розрахунків для визначення гідродинамічних сил в ущільненнях. Доведено можливість роботи відцентрового насоса при збіганні власної частоти коливання ротора з частотою обертання вала електродвигуна без виникнення високого рівня вібрації. Розроблено методику розрахунку динамічних параметрів ротору відцентрових насосів. Результати роботи впроваджено у ряді спеціалізованих підприємств України і використовуються у навчальному процесі.

Ключові слова: відцентровий насос, шпаринне ущільнення, ротор, математична модель, робочий процес, сила демпфування, частота коливання, моделювання, проектування.

Зубахин А.Н. Использование гидродинамических эффектов в щелевых уплотнениях для повышения технического уровня центробежных насосов. - Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.05.17 - гидравлические машины и гидропневмоагрегаты. - Сумский государственный университет, Сумы, 2011.

Диссертация посвящена теоретическим и экспериментальным исследованиям демпфирующей составляющей сил гидродинамического взаимодействия в уплотнениях проточной части центробежных насосов и реализации путей создания таких машин, свободных от неоправданных и излишних запасов жесткости за счет целенаправленного использования демпфирующих сил в щелевых уплотнениях, позволяющего резко снизить коэффициент динамичности, устранить вредные резонансные явления и устранить требования отстройки собственных частот из расчетно-конструкторской практики. Уточнены аналитические зависимости для расчета гидродинамических сил в щелевых уплотнениях. С помощью математического моделирования получено поправочные коэффициенты, которые позволили расширить диапазон использования аналитических зависимостей коэффициентов демпфирования в щелевых уплотнений. Обоснована необходимость использования дополнительных объемов дросселирующей жидкости в щели при проведении численных расчетов для определения гидродинамических сил в уплотнениях. Доказана возможность работы центробежного насоса при совпадении собственной частоты колебания ротора с частотой вращения вала электродвигателя без возникновения высокого уровня вибрации. Разработана методика расчета динамических параметров ротора центробежных насосов. Результаты работы внедрены в ряде специализированных предприятий Украины и используются в учебном процессе.

Ключевые слова: центробежный насос, щелевое уплотнение, ротор, математическая модель, рабочий процесс, сила демпфирования, частота колебания, моделирование, проектирование.

Zubakhin O.M. Application of hydrodynamic effects groove seals for increase of centrifugal pumps technical level. - Manuscript.

Thesis for receiving technical sciences candidate's degree by specialty 05.05.17 - hydraulic machines and hydropneumatic aggregates. - Sumy State University, Sumy, 2010.

The thesis is devoted to theoretical and experimental research of damping forces component of hydrodynamic interaction in seals of hydraulic flow part of centrifugal pumps and implementation of such machines development, free from unreasonable and unnecessary rigidity reserve by special-purpose use of damping forces in groove seals that allows to dramatically decrease dynamic factor, to eliminate harmful resonant effects and requirements of natural frequencies detuning from computational-design practice. Analytical dependences for calculation of hydrodynamic forces in groove seals were specified. By means of mathematical modeling correction factors were received, which allow to expand the usable range of analytical dependences of groove seals damping coefficients. Necessity of use of throttling liquids additional volumes in groove was proved for carrying out of numerical calculations for definition of hydrodynamic forces in seals. Possibility of centrifugal pump operation was proved at coincidence natural oscillation frequency of rotor with rotation speed of electric motor shaft without high level vibration occurrence. The design procedure for dynamic parameters of centrifugal pumps rotor was developed. Thesis results were implemented in a number of specialised enterprises and applied in educational process.

Keywords: centrifugal pump, groove seal, rotor, mathematical model, working process, damping force, oscillation frequency, simulation, designing.

Размещено на Allbest.ru