Студопедия Главная Случайная страница Обратная связь

Разделы: Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Радиальные и осевые силы в центробежных насосах




Основными причинами возникновения радиальных сил, действующих со стороны вращающегося ротора на подшипники насоса, являются:

1- масса ротора насоса с учетом перегрузок,

2- неуравновешенные силы инерции (при отсутствии достаточной балансировки

ротора),

3- гидродинамические силы, действующие на центробежное РК при нарушении

симметрии потока на выходе из РК в отводящее устройство.

При размещении насоса на транспортном средстве наличие перегрузок неизбежно и регламентируется существующими правилами и нормами. Перегрузка в 3 g и массе ротора 100 кг вызывает появление усилия 3 000 Н. Стационарные насосные станции проектируются с учетом сейсмических нагрузок.

Существующие методы изготовления и балансировки позволяют свести до минимума нагрузки на подшипниковые опоры от сил инерции, возникающих при вращении ротора.

 

Q <Qопт
Fr

 


Механизм возникновения радиальных сил гидродинамической природы - Fr определяется, в основном, типом и конструкцией отводящего устройства.

Осевая симметрия течения жидкости через РК при рационально спроектированных спиральных отводах (и подводах) реализуется только при работе насоса с оптимальной подачей Qопт. При регулировании подачи насоса Q режим отличается от оптимального и равномерное по окружности распределение давления в окружающем РК отводе изменяется. При Q < Qопт скорость течения в спиральном отводе уменьшается к выходу, а давление возрастает, т.е. отвод работает как диффузор. В результате формируется радиальная сила, действующая а направлении от выхода из спирали к оси вращения. При Q > Qопт отвод работает как конфузор и направление радиальной силы изменяется на противоположное.

На рис. 10.1 показана качественная зависимость от Q величины Fr и направления вектора суммарного радиального усилия для центробежного насоса с однозаходной улиткой.

В насосах с кольцевым отводом радиальное усилие существует при любых отличных от нуля значениях подачи, как это условно показано на этом же рисунке. Вышесказанное подтверждается измерениями распределения давления по окружности улитки, а также прямыми измерениями усилий, действующих на подшипники насосов при их испытаниях.

Необходимо отметить, что регистрируемая в экспериментах Fr представляет собой переменную во времени величину, имеющую в качестве динамической компоненты составляющую с частотой, равной частоте вращения вала и составляющую с частотой, равной произведению частоты вращения вала на число лопастей РК. Динамические компоненты соизмеримы по величине с интегральной во времени величиной Fr. Они во многом определяют виброакустические характеристики насосного агрегата.

Расчет осредненной величины Fr производится на основе теоретических предпосылок по эмпирическим формулам как доли от суммарного радиального усилия, действующего на площадь цилиндрической поверхности выходного сечения РК , равную: π D2 b2.

Для насоса с однозаходным спиральным отводом:

 

Fr= к [1- (Q /Qопт)2] D2 b2 Н g ρ. (10.1)

 

Для насосов с кольцевым отводом:

 

Fr= к ( Q /Qопт) D2 b2 Н g ρ. (10.2)

 

Коэффициент к определяется по данным специальных испытаний. В настоящее время накоплено достаточно сведений о его величине, зависящей от коэффициента быстроходности. В ориентировочных расчетах рекомендуется принимать к=0,36.

Численная оценка Fr при Q =0 приводит к величине:

 

Fr = 0,36 . 1 . 0,25 . 0,05 . 20 . 9,81 . 1000 = 900 Н.

 

С целью уменьшения радиальных сил в центробежных насосах применяют:

- канальные (лопастные) отводы,

- двухзаходные улитки спиральных отводов,

- установку на входе в РК устройств, выравнивающих распределение скоростей потока.

Осевая сила - Fос, воспринимаемая упорным подшипником (подпятником) насоса складывается из веса ротора с учетом перегрузок и 2-х основных усилий, сопровождающих работу насоса:

-F1ос – обусловленная поворотом потока на 900 при движении среды в МЛП от входа в РК к выходу из последнего и направленная по направлению скорости С0 входа в рабочее колесо,

-F2ос - возникающая вследствие разности давлений, действующих на рабочее колесо со стороны всасывания и с обратной стороны, и обычно направленная навстречу первой.

Вышесказанное поясняет схема потока через РК и эпюры давления, представленные в осевом сечении проточной части насоса на рис. 10.2. При вращении РК – 1 , в корпусе насоса – 2, давление перекачиваемой среды возрастает от давления во входном сечении - Р1 до давления на входе в отвод - Р2. Корпус 2 сопряжен с приводным валом РК 3 через уплотнение вала 4. В заполняющей зазоры 5 и 6 жидкости устанавливается распределение давлений, конфигурация которых определяется:

- величиной давления Р2,

- вращением жидкости в зазорах со средней угловой скоростью ω1 ≈ 0,5 ω, поскольку одна из стенок зазоров неподвижна.

 
 

 

 


 
 

 

 


При отсутствии вращения распределение давления по радиусу Р(r) равномерное и равно Р2. Вращение жидкости приводит к уменьшению Р(r) с уменьшением радиуса из-за действия центробежных сил, формирующих поле давлений Рω1. С целью уменьшения объемных потерь РК обычно оборудовано щелевым гидравлическим уплотнением 7 диаметром Dупл, поэтому при r<0,5Dупл существует разность давлений ΔР, порождающая F2ос.

 

Величину F1ос можно оценить применяя к повороту течения теорему об изменении количества движения системы материальных точек в проекции на ось вала х :

 

М С2 - М С0 = ρ Q С2 - ρ Q С0 = R. (10.3)

 

Поскольку С2 = 0, то суммарное усилие, действующее на поток в проекции на ось х R == - ρ Q С0 и направлено противоположно оси х. Искомая F1ос = -Rи равна:

 

F1ос = ρ Q С0. (10.4)

 

При Q=0,1 и С0=10 величина F1ос = 1000 н.

Оценка величины F2ос для РК с площадью входного сечения 0,04 м2 и ΔР=0,15 МПа приводит к значению F2ос = 6 000 Н.

Таким образом, нагрузки на подшипниковые опоры зависят от подачи центробежных насосов , что необходимо учитывать в условиях регулирования режимов их работы.

Радикальным способом уменьшения осевых усилий при проектировании является переход от консольной конструктивной схемы (насосы типа К) к схеме насосов с двусторонним входом (тип Д). Уравновешивание осевых сил возможно при помощи разгрузочных отверстий 8 в основном диске РК в сочетании с гидравлическим уплотнением 9 (см. рис. 10.2). Существуют и другие, более сложные способы.

В многоступенчатых машинах при четном количестве однозаходных РК часто используется способ организации двустороннего симметричного входа в рабочие колеса.

 







Дата добавления: 2014-12-06; просмотров: 1263. Нарушение авторских прав

codlug.info - Студопедия - 2014-2017 год . (0.043 сек.) русская версия | украинская версия