Экспериментальные исследования самовозбуждающихся колебаний ротора в щелевых уплотнениях

Размещено на http://www.allbest.ru/

Экспериментальные исследования самовозбуждающихся колебаний ротора в щелевых уплотнениях

Е.Н. Савченко, канд. техн. наук, доц.;

Ю.Я. Тарасевич, вед. специалист

Сумский государственный университет

Проведены экспериментальные исследования самовозбуждающихся колебаний ротора в щелевых уплотнениях. На основе решения задачи гидродинамики течения в зазоре щелевого уплотнения получены выражения для сил и моментов, действующих на уплотнительные поверхности. Теоретические результаты сравниваются с экспериментальными данными, отмечается их удовлетворительное соответствие.

Обеспечение требуемой герметичности центробежных машин до сих пор остается важной проблемой. Несмотря на разнообразие конструкций, щелевые уплотнения достаточно широко применяются в качестве межступенных, а в некоторых случаях и концевых уплотнений. Кроме того, щелевые дроссели могут являться частью конструкций современных уплотнительных систем, уравновешивающих устройств. Основными преимуществами щелевых уплотнений являются: способность работать в жидкостях и газах при перепадах давлений до 100 МПа и выше, при предельно высоких скоростях скольжения и практически без ограничений по температуре.

Как известно, силы, возникающие в кольцевых зазорах уплотнений, оказывают существенное влияние на динамику ротора. Работы по исследованию гидродинамических сил условно можно разделить на два типа в зависимости от того, проводится расчет аналитически или численно. Обзор этих работ [1-9] показал, что результаты аналитического и численного расчетов отличаются, что можно объяснить сложностью моделирования трехмерного турбулентного потока в зазоре уплотнительного узла. До сих пор не существует достаточно удовлетворительной теории турбулентного течения, которая непосредственно вытекала бы из основных уравнений динамики жидкости.

При проведении экспериментальных исследований колебаний ротора в щелевых уплотнениях на установке, которая была разработана в проблемной лаборатории «Вибронадежности и герметичности центробежных машин» Сумского государственного университета было обнаружено, что при некотором перепаде давления в диффузорной щели даже при отсутствии вращения возникали самовозбуждающиеся колебания ротора. В случае конфузорной формы уплотнения самовозбуждающиеся колебания отсутствуют. Подобные эффекты были отмечены и при проведении экспериментов в [10]. Несмотря на значительное количество работ, посвященных определению гидродинамических сил в бесконтактных кольцевых уплотнениях, причину возникновения самовозбуждающихся колебаний объяснить пока не удалось.

Для исследования причин возникновения колебаний невращающегося ротора был проведен ряд экспериментов на уплотнениях со следующими параметрами:

Большие параметры конусности не рассматривались, что связано не только с линейной постановкой задачи, но и с тем, что параметры конусности в реальных насосных агрегатах не превосходят указанных значений.

Экспериментальная установка имеет следующие основные параметры:

диаметр испытываемого уплотнения - 70 мм;

частота вращения ротора - 0 _ 1600 рад/с;

рабочее давление - 0 _ 4 МПа;

максимальный расход через уплотнение - м3/с;

рабочая среда - вода.

Контролируемые параметры: подаваемое давление рабочей среды; расход через уплотнение; частота вращения ротора; эксцентриситет, амплитуда и фаза колебаний роторной втулки уплотнения.

Проведенные эксперименты подтвердили возникновение самовозбуждающихся колебаний ротора в щелевых уплотнениях (рис.1).

При перепадах давления до 0.2 МПа в диффузорном канале (м, ) наблюдались хаотические колебания ротора установки с амплитудой, не превышающей значения зазора (рис. 1 а). С течением времени колебания принимали более установившийся характер (рис. 1 б,в) - колебания в одной плоскости _ с частотой рад/с, но амплитуда колебаний уже достигала величины зазора, что можно было определить как по размаху осциллограмм, так и по характерному звуку биений ротора о статорную втулку. При незначительном увеличении дросселируемого давления происходила обкатка ротора во втулке (рис. 1 д), о чем также свидетельствовал непрерывный однотонный звук в установке. Дальнейшее увеличение давления приводило к уменьшению и полному затуханию колебаний (0,4-0,5 МПа). В конфузорных каналах при тех же параметрах конусности колебания не возникали ни при каких допустимых для данной установки величин давления.

При давлении 0,7 МПа колебания снова возникали, но с частотой рад/с, а при дальнейшем увеличении давления на 0,2-0,3 МПа затухали. Особо следует отметить тот факт, что при резкой подаче давления возникновения первой серии колебаний не наблюдалось.

Рисунок 1, лист 1 - Осциллограммы самовозбуждающихся колебаний невращающегося ротора

Рисунок 1, лист 2 - Осциллограммы самовозбуждающихся колебаний невращающегося ротора

Согласно проведенному анализу при давлениях до 0,2 МПа течение в уплотнении можно считать ламинарным () [11]. Для ламинарных режимов течения коэффициент демпфирования, определенный без учета местных гидравлических сопротивлений [12], определяется по формуле

,

где - динамический коэффициент вязкости; , - длина, средний радиальный зазор и параметр конусности уплотнения; - радиус вала; - расход напорного течения через уплотнение без конусности; - масса втулки.

Если учитывать местные сопротивления, то выражение для коэффициента демпфирования получается громоздким, кроме того, при его определении приходится линеаризовывать слагаемые, что уменьшает точность. Зависимость коэффициента демпфирования от перепада давления с учетом сопротивлений и без учета при диффузорной форме уплотнения показана на рис. 2.

Рисунок 2 - Зависимость коэффициента демпфирования от перепада давления в диффузорном канале: (1 - без учета местных гидравлических сопротивлений; 2 - с учетом местных гидравлических сопротивлений)

Как следует из приведенных рисунков, при малых давлениях существует область отрицательного демпфирования. Из сравнения кривых естественно предположить, что эта область будет шире, что связано с упрощениями, используемыми при выводе коэффициента демпфирования с учетом местных гидравлических сопротивлений. При турбулентных течениях в автомодельной области коэффициент демпфирования положителен при любых значениях параметра конусности и перепадах давления на уплотнении.

Одним из необходимых условий устойчивости радиальных колебаний ротора является положительность коэффициентов характеристического уравнения [14]. Для диффузорных каналов собственная частота колебаний может становиться отрицательной. Условие, при котором собственная частота колебаний ротора будет положительна, можно представить в виде

Если данное условие не выполняется, значит, при недостаточной жесткости самого ротора возможна потеря устойчивости невращающегося вала.

На рисунке 3 показано изменение собственной частоты колебаний ротора в щелевых уплотнениях в зависимости от дросселируемого перепада давления для уплотнения с теми же параметрами, при которых наблюдались самовозбуждающиеся колебания.

Из рисунка 3 видно, что ротор теряет устойчивость при МПа. Следовательно, причиной самовозбуждающихся колебаний ротора при малых перепадах давления является эффект отрицательного демпфирования, при более высоких перепадах давления происходит статическая потеря устойчивости вследствие влияния отрицательной гидродинамической жесткости самого уплотнения.

Рисунок 3 - Зависимость парциальной частоты ротора от дросселируемого перепада давления

SUMMARY

Origin of self-excitation oscillations of not rotating rotor in annular seals is analyzed

Список литературы

1. Ломакин А.А. Питательные насосы типа СВП-220-280 турбоустановки сверхвысоких параметров// Энергомашиностроение. _ 1955. _ №2. _ С. 1-10

2. Марцинковский В.А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов. _ М., Машиностроение, 1970. - 270 с.

3. Марцинковский В.А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. _ М: Машиностроение, 1980. - 200 с.

4. Black H.F. Effects of Hydraulic Forces in Annular Pressure Seals on the Vibrations of Centrifugal Pump Rotor. Journal of Mechanical Engineering Science. _ Apr. 1969. _ Vol. 11. _ №2. _ pp.206-213.

5. Васильцов Э.А. Бесконтактные уплотнения. - Л.: Машиностроение, 1974. - 160 с.

6. Никитин Г.А. Щелевые и лабиринтные уплотнения гидроагрегатов. - М:Машиностроение, 1982. - 136с.

7. Каринцев И.Б. О турбулентном течении жидкости в кольцевых щелях с учетом потерь давления на входном участке//Гидравлические машины: Респ. межвед. науч.-техн. сб. - Харьков, 1979. - Вып. 13. - С. 19-24.

8. Childs D.W. Finite-Length Solutions for the Rotordynamic Coefficients of Turbulent Annular Seals // Trans. ASME: J. Lubr. Tech., 1983. - 105, N6. - pp. 437-445

9. Childs D.W., Dressman J.B. Convergent-tapered Annular Seals: Analysis Coefficients//Trans ASME: J. Tribology, 1985. - 107. - N3. - РР.307-317.

10. Каринцев И.Б., Помогайло З.П. О влиянии щелевых уплотнений на вибрационное состояние роторов центробежных насосов: Сб. «Динамика и прочность машин». _ 1975. - Вып.22.- С. 101-106.

11. Каринцев И.Б., Помагайло З.П. О демпфирующей способности щелевых уплотнений гидромашин при ламинарном режиме течения// Динамика и прочность машин: Респ. межвед. науч.-техн. сб. - Харьков, 1977. - Вып. 26. - С. 81-84.

12. Тарасевич Ю.Я. Влияние щелевых уплотнений на вибрационные характеристики роторов центробежных насосов// Удосконалювання турбоустановок методами математичного і фізичного моделювання. Праці міжнарод. наук.-техн. конф./ НАН України та ін. - Харків: Ін-т проблем машинобудування ім. А.Н. Підгорного НАН України, 2003. - Т. 2. - С. 602-606.

13. Гулый А.Н. Гидродинамическая жесткость бесконтактных уплотнений // Вестник машиностроения. - 1987. - №2. - С. 21-25.

14. Марцинковский В.А. Вибрации роторов центробежных машин: В 2 кн. Книга 1. Гидродинамика дросселирующих каналов. - Сумы: Изд-во СумГУ, 2002. - 337с.

Размещено на Allbest.ru