CC BY
53
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
Белых А.В., Белоусов О.Г.
УДК 656.001
МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ ЛАБИРИНТНО-ВИНТОВОЕ УПЛОТНЕНИЕ ВАЛА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Обеспечение сохранности материальных ресурсов является одним из главных направлений в деятельности хозяйственных субъектов. Огромный урон народному хозяйству наносят пожары. Для борьбы с этим стихийным бедствием используется подразделения Государственной Противопожарной службы. Основными техническими средствами пожаротушения являются пожарные автомобили с установленными на них одно и двухступенчатыми центробежными насосами. По многим показателям и параметрам производимые в России центробежные насосы несовершенны и уступают зарубежным аналогам прежде всего по герметичности.
Проблема герметичности имеет место во всех отраслях промышленности и касается многих устройств и машин, в том числе и пожарных. Наиболее широкое распространение в узлах валов центробежных насосов получили давно известные и простые по конструкции сальниковые уплотнения. В процессе эксплуатации происходит износ этих уплотнений, сопровождающийся выносом перекачиваемой жидкости за пределы сальниковой камеры и попаданием в подшипниковый узел центробежного насоса. Герметичность сальникового уплотнения в процессе износа снижается и требует периодического восстановления. Анализ статистической информации показывает, что средний срок службы сальниковых уплотнений центробежных насосов пожарных автомобилей не превышает 300 часов, что приводит к выводу пожарного автомобиля из боевого дежурства. Поэтому одной из важнейших технических задач является повышение герметичности и долговечности работы центробежных насосов.
При создании разнообразных образцов техники с подвижными элементами возникает необходимость решения проблемы уплотнений. В природе не существует аналогов скользящего уплотнения. Создание полной
герметичности часто остается невыполнимой задачей не только из-за основополагающих физических проблем, но также и из-за требуемой экономичности и технологичности решения. Из-за разнообразия условий эксплуатации и требований к герметичности в различных отраслях машиностроения создаются многочисленные уплотнительные системы, в основном на основе торцовых уплотнений. В ряде случаев уплотнительные системы насосов являются более дорогими, чем сами насосы. Не редко затраты на ремонт в сотни или тысячи раз превышают стоимость разрушенных уплотнительных элементов. Мировая статистика катастроф показывает, какую беду может принести рискованно сконструированная уплотнительная система.
Конструирование, изготовление и эксплуатация уплотнений и уплотнительных систем требуют обширных знаний. Процессы в уплотнительных щелях определяются свойствами жидкостей и газов, теплопередачей и теплоотдачей, фазовыми изменениями, изнашиванием и коррозией, равновесием действующих на подвижные части уплотнений сил и моментов, вибрационным состоянием и т.д. Очень часто эти определяющие параметры так тесно связаны между собой, что кажется невозможным надежно рассчитать поведение уплотнительной системы в процессе эксплуатации. Но необходимо найти решение или доказать, что при предъявленных требованиях при существующем состоянии техники определенное уплотнение создать невозможно.
Основные проблемы, возникающие при создании новой техники и модернизации старой, связаны, в первую очередь, с требованиями повышения экономичности и увеличения срока их эксплуатации. Эксплуатационные параметры пожарных автомобилей и их агрегатов зависят от допустимых в них уровней давлений, температур и скоростей, пределы
МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ
которых часто определяются возможностями используемых уплотнений. В насосных установках пожарных автомобилей уплотнения работают при давлениях до 4 МПа, частоте
вращения
вала
рабочего
колеса
до
6300 об»мин" , что увеличивает нагрузки на узлы уплотнений. Внедрение новой техники сдерживается отсутствием доведенных высокоресурсных уплотнительных узлов, которые были бы работоспособны и в более жестких условиях эксплуатации.
Ресурс уплотнительных устройств в насосных установках пожарных автомобилей влияет на их характеристики. Износ торцевых уплотнений вала рабочего колеса насоса стоит на первом месте среди причин отказов в работе насосных установок. При применении сальниковых уплотнений в насосах происходит износ вала, а утечки воды в полость подшипникового узла вызывают коррозию подшипников и их разрушение. Конструирование и применение уплотнений в насосных установках требуют учета многих факторов.
Постоянно повышающиеся требования к надежности, герметичности и массе уплотнений обусловливают интерес к торцовым уплотнениям лабиринтного или лабирин-тно-винтового типа. Такие правильно спроектированные уплотнения должны работать без изнашиваемости пары трения с меньшей утечкой, чем радиально-торцовое уплотнение.
В настоящее время торцовые уплотнения являются основным классом уплотнительных устройств. Однако они конструктивно сложны и требуют специальных знаний при проектировании, изготовлении, эксплуатации. Это определяет их высокую стоимость.
В жидкостях с малой вязкостью (в воде, сжиженных газах и т. п.) более эффективны лабиринтно-винтовые уплотнения. Они состоят из статора и ротора, имеющих нарезки противоположного направления. При вращении ротора в жидкости, находящейся в пространстве между ротором и статором, возникают силы турбулентного трения, увеличивающиеся с увеличением вязкости жидкости. При соответствующем конструктивном подборе такого уплотнения можно практически полностью исключить утечки через него во время работы насоса.
На основе всестороннего анализа конструкций и видов существующих лабирин-тно-винтовых уплотнений нами теоретически обоснована, разработана и реализована ко-
Рис.1. Трехступенчатое лабиринтно-винтовое уплотнение: 1 - вал центробежного насоса; 2 -ротор уплотнения; 3 - статор уплотнения.
нструкция многоступенчатого лабирин-тно-винтового уплотнения (рис. 1).
Предлагаемая конструкция лабирин-тно-винтового уплотнения вала центробежного насоса может быть использована в центробежных гидромашинах для герметизации подшипниковых узлов. Задачей является создание такой конструкции уплотнения, которая исключает попадание перекачиваемой жидкости в подшипниковый узел. Этим достигается технический результат, который заключается в увеличении срока службы гидромашины.
Проведем расчет предлагаемой конструкции лабиринтно-винтового уплотнения вала центробежного насоса.
В первом приближении при расчете таких уплотнений можно использовать известные зависимости, выведенные для лабирин-тно-винтовых устройств, целиком заполненных жидкостью.
ДРт о =
кг1ру2 4%й
МГ о = ДРт о р- с^а •
(1) (2)
где Дрго — перепад давления в уплотнении; к — коэффициент напора; z, 1, <1, а — число заходов, длина, диаметр и угол нарезки; х — окружная скорость; р — плотность жидкости;
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
^ -
мощность по-
Fпр — площадь нарезки; требляемая уплотнением.
Из (2) следует, что для снижения мощности, потребляемой уплотнением, нужно уменьшать площадь и увеличивать угол нарезки. При подобном уменьшении размеров уплотнения потребляемая им мощность снижается в пятой степени, а развиваемый напор пропорционален квадрату диаметра. Поэтому выгодно уменьшать диаметр уплотнения, компенсируя падение напора увеличением длины ротора и статора.
Из уравнения (1) имеем
ApТ0 ~ zlю d,
откуда
N
wz1d2F„
^д а.
Рис.2. Характеристика рабочих органов уплотнения (л=2900 об/мин) с нарезкой треугольной формы.
Поскольку число заходов z нарезки пропорционально диаметру d, то
ApТ0 ~ юМ2; NТ0~ ю31d3Fctg а.
Для заданного перепада давления необходимо иметь
ld2=const=C; Nт~ю3СdFnpctg а .
Потребляемая уплотнением мощность уменьшается пропорционально диаметру уплотнения. В то же время поддержание необходимого давления ApT0 с уменьшением диаметра требует резкого увеличения длины 1(1 ~
Однако увеличение длины невозможно по условиям установки уплотнения на валу насоса. Выбираем многоступенчатую конструкцию лабиринтно-винтового уплотнения.
Исходные данные для расчета уплотнения: среда — вода (возможно содержание солей до 40 г/л); давление воды перед уплотнением 1 МПа; температура воды до 30° С; допустимая утечка воды наружу 0 л/ч; Частота вращения вала 2700 об/мин; потребляемая насосом мощность не более 65.4 кВт; диаметр вала насоса 45 мм; длина проточной части уплотнения не более 75 мм.
При расчете лабиринтно-винтового уплотнения за исходную характеристику принимаем характеристику рабочих органов с треугольной формой нарезок, показанную на рис. 2.
Эта нарезка имеет угол а = 76°, соответствующий области наибольших значений коэффициента напора к. По характеристике на рисунке 2 при Qм=0 и пм=2900 об/мин определяем Арм=1.8 Мпа; N=5 кВт. Размеры нарезок ротора и статора следующие: dм= 100 мм; 7=150 мм; sм=80 мм; zм=27; 5м=0,65 мм; Д=3,8 мм. Из условия ограниченности размеров уплотнения в осевом и радиальном направлениях принимаем трехступенчатый вариант уплотнения с длиной проточной части 1=45 мм и диаметрами ступеней d1=55 мм; d2=70 мм и d3=82 мм (рис. 3).
Сохраняя форму и размеры зубьев нарезок, пересчитываем по формулам подобия перепад давления и мощность на диаметр и длину третьей ступени уплотнения ^3=82 мм; 1=45 мм) и частоту вращения вала п=2700 об/мин. Учитывая, что число зубьев нарезки при этом уменьшается в отношении dм/d3, по формуле (1) получим
и,2 '
Ар м -АРм 1-
м V м У
V пм у
= 0314 МПа.
Согласно (2) имеем
»• м - »М • f
а
V ам у
Г \3 п
V пм у
- 0.547 кВт.
Чтобы увеличить перепад давления и уменьшить потребляемую уплотнением мощность, изменяем размеры нарезок. Сохраняя диаметры ступеней уплотнения и форму про-
та
МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ
ДР з = Дрм
. (^оЛ) =
ОЛ) м
= 0.498 МПа.
N = N.
_Др__
ДР М Р' п
Др к ДРм км
= кВт.
Рис.3. Схема трехступенчатого лабиринтно-вин-тового уплотнения.
филя нарезок, уменьшаем высоту зубьев h до 1 мм.
Из условий сборки и установки уплотнения в насосе выбираем диаметральный зазор во всех ступенях равным д0 =0.3 мм.
С изменением h и § изменяется коэффициент напора нарезки. Для его оценки обратимся к кривой 2 на рис. 4.
По кривой 2 (рис. 4) для -Ьм=3.8 мм §м/^=0.17 этого отношения определяем (к/к01)м=0,7. Соответственно для нарезки с h=1 мм и §D/h=0.3 находим к/к01=0.3. Число зубьев 23 нарезки третьей ступени равно 74.
Перепад давления третьей ступени
Рис.4. Зависимость коэффициента напора от относительного зазора нарезок: 1 - трапецеидальных и прямоугольных; 2 - треугольных (¿01 - коэффициент напора при § в / ^=0,1).
Полученная мощность несколько меньше мощности, подсчитанной по (2) (0.547 кВт), так как при ее вычислении не учтено трение жидкости в каналах нарезок и дисковое трение.
Подсчитаем предельный перепад давления предложенной конструкции уплотнения, когда его три ступени заполнены водой. Перепады давления, воспринимаемые первой и второй ступенями:
(а \
Дрх =ДР 3
V"з
Г л Л
Др 2 =Др 3
= 0307 МПа;
= 0363 МПа.
V 3 у
давления
Поскольку заданное давление воды перед уплотнением составляет 1 МПа, то оно практически полностью теряется на третьей ступени. Отсюда, используя (2), приближенно определяем мощность, потребляемую уплотнением:
Предельный перепад Др = Др1 +Др2 +Др 3 «1.168 МПа.
Предлагаемая конструкция лабирин-тно-винтового уплотнение вала центробежного насоса, состоящая из двух основных деталей по расчету выдерживает давление Р =1.168 МПа, что достаточно для предотвращения попадания жидкости к подшипниковому узлу.
Испытания данного уплотнения на воде показали, что перепады давления, удерживаемые ступенями без утечки наружу, значительно меньше расчетных. Особенно большая разница перепада давления получилась для третьей ступени. Это объясняется образованием водовоздушной эмульсии в зазорах ступеней уплотнения.
Во время испытаний предлагаемого уплотнения, несмотря на достаточно высокую точность центрирования ротора и статора, при давлении воды более 0,5 МПа наблюдались вибрации и задевание нарезок. Это явление было связано с радиальными гидравличес-
2
2
2
м
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
кими силами, действовавшими при смещениях ротора и статора.
После того как на рабочей поверхности ротора и статора были выполнены кольцевые канавки, выравнивающие распределения давления по окружности, их задевание и вибрации прекратились.
В задачу испытаний входило определение мощности, потребляемой уплотнением, предельного давления, утечки, исследование износостойкости, коррозийной и эрозионной стойкости и долговечности.
Из условий коррозийной стойкости на воде, особенно на воде с содержанием солей (например, на морской воде), в качестве материала для ротора был выбран титановый сплав марки ВТ-1. Остальные детали уплотнения были изготовлены из стали. Ресурсные испытания проводили при работе на воде. В этой среде уплотнение проработало 3005 ч. Для проверки работоспособности уплотнение испытывали при давлении 0,5 МПа — 88 ч; 0,75 МПа - 1462 ч; 1 МПа - 655 ч; 1,25 МПа - 800 ч.
При работе и на стоянке видимой утечки не наблюдалось. Отложение солей на выходе из уплотнения не было. В момент пуска и остановок при различных давлениях происходила незначительная утечка воды из уплотнений в виде мелких брызг, которая затем быстро прекращалась.
По окончании испытаний осмотр уплотнения показал, что ни коррозии, ни эрозии нарезок не произошло. Диаметральные зазоры между ротором и статором не изменились. В
целом детали уплотнения были в хорошем состоянии, допускающем дальнейшее использование.
Проведенные эксперименты показали вполне удовлетворительное совпадение рассчитанных и измеренных перепадов давления на третьей ступени предложенной конструкции уплотнения. А именно: ДРрасч = 0,498 МПа, а ДРизм = 0,402 МПа.
БИБЛИОГРАФИЯ
1. Белых А.В., Белоусов О.Г. Лабиринтные уплотнения как способ повышения долговечности центробежных насосов. // Лесные и степные пожары: возникновение, распространение, тушение и экологические последствия: Материалы 4-й международной конф. — Томск: Изд-во Том. ун-та, 2001. - С. 20-22.
2. Голубев А.И. Лабиринтно-винтовые насосы и уплотнения для агрессивных сред. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1981. - 112 с.
3. Патент на полезную модель № 53396 Российской Федерации. Многоступенчатое лабиринтно-винтовое уплотнение вала центробежного насоса. Белых А.В., Белоусов О.Г., Кузнецов К.А. Заявлен 30 мая 2005 г.
4. Мясковский Е. Г. Исследование лабирин-тно-винтового уплотнения для вращающихся валов центробежных химических насосов. Автореф. дис. на соиск. учен, степени канд. техн. наук. М., 1965. - 18 с. (МИХМ).
