CC BY
90
time (working hours) T battery failures. Batteries for shunting locomotives as an indicator of durability
appropriate to apply MTBF, which is the ratio of the total time Tsoumou similar batteries notk amount of their failures. For durability characteristics batteries shunting locomotives should be used indicator "gamma-interest operating time. "For a normal distribution of values starting current batteries shunting locomotives,
estimating the parameters a and c can be obtained with the full terms of the performance test. On the basis of calculations obtained density distribution MTBF
battery shunting locomotives with the standard and modernized system start-up. The findings suggest an increase in battery life by 36%.
Key words: rechargeable battery, battery capacity, reliability, distribution law.
УДК 621.223.3
ПАЛАМАРЧУК Н.В., д.т.н професор (Донецкий институт железнодорожного транспорта), ТИМОХИН Ю.В., к.т.н., доцент (Донецкий институт железнодорожного транспорта), ПАЛАМАРЧУК Т.Н., ассистент (Донецкий институт железнодорожного транспорта)
Расчет оптимальных параметров гидравлического разгрузочного устройства центробежного насоса с учетом энергетических потерь
Palamarchuk N.V. Professor (DRTI), Timokhin J. V., Associate Professor (DRTI), Palamarchuk N.V. Assistant (DRTI)
Calculation of the optimal parameters of the hydraulic pump discharge device, taking into account the centrifugal energy loss
Введение
Гидравлические разгрузочные
устройства (ГРУ) центробежных насосов предназначены для уравновешивания осевой нагрузки ротора, возникающей в результате действия потока на внутреннюю и наружную поверхности рабочих колес и различным распределением давления в боковых камерах ступени. Основные размеры деталей ГРУ не стандартизованы. Поэтому при проектировании
центробежных насосов различных конструктивных типов требуется индивидуальный расчет рабочих параметров ГРУ и выбор размеров основных деталей - пяты, подпятника, гидравлического щелевого дросселя. Проверочные (гидравлические и статические) расчеты проводятся на предельную несущую нагрузку, которую способно удерживать устройство при
минимально допустимом зазоре между пятой и подпятником. При этом не учитываются возможные перекосы сопряженных деталей и отклонения их размеров от расчетных, поэтому истинная картина течения жидкости в дроссельных щелях и силового взаимодействия элементов ГРУ, как гидростатического подшипника может сильно искажаться. Учесть изменение гидравлических и энергетических характеристик ГРУ позволяют расчеты перекосов и контактного взаимодействия между пятой и подпятником.
Постановка задачи
Проектирование и расчет
ГРУпроводятся в соответствии с указаниями, изложенными в специальной литературе по центробежным насосам [1-6]. При этом назначаются размеры
опорных деталей - пяты и подпятника, деталей дросселя - защитной и дистанционной втулки в зависимости от возможных в процессе эксплуатации осевых усилий. В то же время отсутствуют методики оценки дополнительных трибомеханических и гидравлических потерь в устройстве, обусловленных перекосом деталей узла «пята-подпятник» и нарушением режима жидкостного трения с гарантированным зазором.
Цель работы
Разработка метода расчета параметров ГРУ центробежного насоса с учетом минимизации энергетических потерь
Основной материал
Действующая на ротор центробежных водяных насосов осевая сила измеряется от десятка до сотен кН и ее безопасное уравновешивание требует значительных затрат мощности. Только объемные потери в гидравлических разгрузочных устройствах (ГРУ) секционных насосов составляют от 4 до 8% их рабочей подачи. Совершенствование методов
уравновешивания осевых сил является существенным резервом повышения экономичности центробежных насосов, применяемых в системах тепло- и водоснабжения, в системах охлаждения ДВЗ.
Потери мощности в гидравлическом разгрузочном устройстве состоят из объемных потерь Ы0 и потерь на трение Ыт . Потери мощности на трение складываются из потерь в кольцевой и торцовой щелях, а также потерь дискового трения по обе стороны разгрузочного диска. В применяемом в настоящее время методе расчета в качестве исходной предпосылки принимается, что все детали работают в жидкостном режиме трения. В этом случае величина Ыт является существенно меньшей Ы0, а минимум суммарных потерь мощности N = Ы0 + Ыт в гидравлическом разгрузочном устройстве, реализуется при минимальной допустимой величине торцового зазора к2.
Однако выполненные авторами замеры толщины жидкостной пленки между вращающимися и неподвижным дисками ГРУ в реальных условиях с помощью высокоточных индуктивных датчиков показали, что из-за непараллельности рабочих поверхностей, обусловленной неточностью изготовления и сборки, практически на всех режимах работы насоса существует зона, в которой жидкостная пленка разрушена и где есть механический контакт рабочих поверхностей. Режим жидкостного трения в зоне
непосредственного механического контакта не реализуется, взаимодействие дисков на этих участках происходит в условиях граничной смазки, что обусловливает значительные потери мощности на трение. Величина Ыт также как и Ы0 зависит от величины к2, причем с уменьшением ее Ыт растет, а Ы0 снижается. Поэтому существует такое значение к2, которому соответствует минимум суммарных потерь мощности. Параметры гидравлического устройства определяются размерами (рисунок 1): Я2, -внутренним и наружным диаметрами пяты 1 и пдпятника 2; к1г - радиальным зазором между втулками дроссельной 3 и защитной 4; к2, - торцовым зазором между пятой 1 и подпятником 2; ¡¡, - длиной дроссельной щели 3; ¡2 = Я^ - Я2 - шириной (по радиусу) кольцевого выступа пяты и подпятника; Я0 -радиусом защитной втулки (его можно считать заданным, т.к. он выбирается по расчетному размеру вала).
Размер ¡2 - слабо влияет на экономичность ГРУ. Его значение для секционных насосов следует принимать в пределах от 20 до 40 мм.
Предельная несущая способность разгрузочного устройства определяется выражением
Рпред [^ + R1R + R22 -Ъ^2] (1)
где Ар - перепад давления на разгрузочном устройстве; для центробежных насосов он практически равен давлению, развиваемому насосом;
Рщд - максимальное осевое усилие, которое воспринимается ГРУ при к2 = 0.
Величину Егфд следует принимать из следующего соотношения: ¥гред = пТ, Т -осевая сила, действующая на ротор в расчетном режиме; п - коэффициент запаса, учитывавший увеличение в процессе эксплуатации осевой силы из-за износа уплотнений рабочих колес, а также обеспечивающий достаточную
устойчивость регулирования. Для многоступенчатых насосов оптимальные значения коэффициента п = 2,5... 3,5 (большие значения п следует принимать для насосов, перекачивающих воду с повышенным содержанием химически активных и механических примесей).
Рис. 1. Схема ГРУ центробежного насоса: 1 - кольцо вращающееся (пята); кольцо неподвижное (подпятник); 3 - втулка дроссельная; 4 - втулка защитная; 5 -крышка напорная; 6 - колесо рабочее последней ступени
С учетом, что Я = Я2 - 12, из (1) находим значение радиуса Я2:
I ^ I2
Я = ± + Я +_£--(2)
^ 2 V * жЬр 12
где ^2вх - коэффициент потерь на входе в торцовую щель;
Х2 - коэффициент гидравлического трения торцовой щели;
- коэффициент потерь по длине торцовой щели
А = V ^2
Вычисляем коэффициенты: а = 1 + Ъвх / ^2
и
(4)
(5)
Р = 3Т/(.жАр(я2 + ЯЯ + % - 3Я2 -а(% + ЯЯ - 2Д2 )))(6)
Расход через гидравлическую пяту при перепаде давления АР:
д = 2пКхкг Р
2gДP Р^2
(7)
Длина цилиндрической щели
= 2\ (1_-£ р2 £ 11 1 П ^2 2 1 2
Р А ¿2
1вх
(8)
где - коэффициент гидравлического трения цилиндрической щели;
^1вх - коэффициент потерь на входе в цилиндрическую щель,
р0 = Я0/ Я2
Потери мощности цилиндрической щели
(9)
трения в
N
6,1 • 10-4 р
Т1
я
0,25
g
(10)
Коэффициент потерь в торцовой щели где Я - число Рейнольдса;
-1.
+Р12 +(1 -Р1 )Р1
Я2 2Л,
, (3)
а - угловая скорость, с р - плотность жидкости, кг/м3 g - ускорение силы тяжести, м/с2. Потери мощности трения в торцевой щели в условиях граничного трения согласно исследованиям А. Боудена и Д.
Тейбора могут быть определены по известной формуле
NT2 = 5(кт + (1 - к)те )aRcp,
(11)
где S - номинальная площадь контакта трущихся поверхностей S = Tí(R — R2 );
т - предел прочности металлических неровностей при срезе;
Rcp - средний радиус площадки трения,
RCP =(R — R1)/2;
те - сопротивление сдвигу жидкостной пленки;
к - коэффициент, учитывающий, на какой части номинальной площади происходит непосредственный контакт.
Величина к может быть определена следующим образом. Контакт рабочих поверхностей обусловлен их взаимным перекосом на угол р. Поскольку значения р и h2 малы, деформация рабочих поверхностей вращающегося и
неподвижного дисков незначительна, ею можно пренебречь. При этих предположениях непосредственный контакт дисков будет осуществляться по поверхности сегмента, центральный угол которого находится из соотношения у = 2arccos (h / (R2 Р )) причем если
h /(R(Р)^ 1, то у = 0.
Если угол у измерять в радианах, то площадь контакта пяты и подпятника
составит S = R2 (у — sin у) / 2, а значение коэффициента к = Sj / S.
При у = 0 значение к = 0. Этот случай соответствует отсутствию
непосредственного контакта между рабочими поверхностями учитывает только потери мощностей, обусловленные гидравлическим сопротивлением жидкости.
Значения р определяются уровнем технологии изготовления насосов. По нашим замерам, существующий уровень шахтного насосостроения обеспечивает получение эквидистантного зазора в пределах 0,03.. .0,15 мм.
Потери дискового трения по обе стороны разгрузочного диска составляют незначительную долю от величины Ы0 и Ыт и в расчете ими можно пренебречь.
Порядок выбора размеров
разгрузочного устройства следующий.
По формулам (1) и (2) находим радиус Я2. Затем, задаваясь рядом значений к2, из интервала (0,35.. Д85)-10-3Я2 (мм)
определяем суммарные потери мощности для каждого из вариантов. Значения, соответствующие минимуму Ы, будут искомыми.
Рекомендуемый выше диапазон значений к2 определен на основании опыта эксплуатации многоступенчатых
центробежных насосов и обеспечивает достаточно надежную работу
гидравлического разгрузочного устройства.
Разработанные в последнее время материалы для опор скольжения (например, карбидокремнивые и
карбидовольфрамовые композиты НПЦ «Анод»), обладают высокой
грузоподъемностью, износостойкостью и антифрикционными свойствами в перекачиваемой среде. Их использование в конструкциях ГРУ насосов позволяет существенно повысить экономичность и надежность уравновешивающих устройств при значительно меньших величинах торцового зазора, вплоть до к2 = 0,2-10- Я2.
Кроме к2, значительное влияние на величину потерь на трение оказывает величина взаимного перекоса рабочих поверхностей. Здесь следует отметить возможные конструктивные мероприятия по компенсации перекоса. Одно из направлений включает введение между опорами и рабочими деталями упругих демпфирующих элементов. Другим техническим решением является использование в гидравлическом разгрузочном устройстве деталей с самоустанавливающимися опорными
поверхностями, компенсирующими
перекос за счет гидродинамических сил.
Управление факторами к2 и р в рамках конструктивных и технологических решений позволит получить более
экономичные гидравлические
уравновешивающие устройства, чем ныне применяемые в шахтных насосах.
Список литературы:
1. Марцинковский, В.А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов / В.А. Марцинковский.- М: Машгиз, 1970. - 288 с.
2. Лопастные насосы / Под ред. Л.П. Грянко и А.Н. Папира - Л.: Машиностроение, 1975 - 430 с.
3. Михайлов, А.К. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование / А.К.Михайлов, В.В.Малюшенко В.В. - М.: «Машиностроение», 1977. - 290 с.
4. Чегурко, Л.Е. Разгрузочные устройства питательных насосов тепловых электростанций / Л.Е.Чегурко. - М.: Энергия, 1978. - 160 с.
5. Паламарчук, Н.В. Особенности функционирования гидравлических разгрузочных устройств насосов / Н.В.Паламарчук, Ю.В.Тимохин. - Уголь Украины № 2, 2008., с. 15-19.
6. Паламарчук, Н.В. Результаты измерения осевой силы ротора шахтного насоса / Н.В.Паламарчук, Ю.В.Тимохин. -Уголь Украины № 3, 2012., с 34-37
Аннотации:
При работе центробежного насоса на его ротор действует система сил, среди которых самой большой по величине является осевая сила. Для высоконапорных насосов она измеряется от единиц до десятка тонн, поэтому узел для уравновешивания осевых сил оказываются тяжелонагруженным и энергонасыщенным. Уравновешивающие
устройства гидростатического типа, называемые гидравлическими разгрузочными устройствами, представляют собой сложные саморегулирующиеся системы с обратными связями. Использование в разгрузочных устройствах автоматических гидропят влечет за собой большие объемные потери жидкости. Для уменьшения потерь рабочей жидкости, требуется уменьшать торцовый зазор, однако при изменениях осевой силы, это может
повлечь за собой опасность механического контакта торцовых поверхностей. При создании уточненной методики расчета гидравлических разгрузочных устройств необходимо, наряду с исследованием гидродинамических процессов, протекающие в торцовом и цилиндрическом дросселях, также учитывать перекос диска. В результате появления с одной стороны диска диффузорности, а с противоположной - конфузорности торцового зазора, гидростатическая сила, а, следовательно, торцовый зазор гидропяты уменьшаются, и возникает опасность контактного режима работы. Основная задача при создании надежных конструкций - сохранение плоскостности торцового зазора во всех режимах работы.
В работе предложен метод расчета оптимальных параметров гидравлического разгрузочного устройства с учетом непараллельности торцевых поверхностей пяты и подушки (подпятника).
Ключевые слова: насос центробежный, нагрузка осевая, мощность, потери, щель торцовая, устройство уравновешивающие.
When operating the centrifugal pump at its rotor a system of forces, among which the largest value is the axis. For high-pressure pumps, measured from units to tens of tons, so the node for balancing the axial forces are highly loaded and high power. Balance-ing devices of the hydrostatic type, called hydraulic unloading devices.-s a complex self-regulating systems with feedback. The use of unloading devices-wah auto hydropath entails a large volume of fluid loss. To reduce losses work-whose liquid is required to reduce mechanical backlash, however, when changes in the axial force, it can entail a danger of mechanical contact between the face surfaces. When you create the specified calculation method of the hydraulic unloading device is necessary along with the study of hydrodynamic processes occurring in the middle and cylindrical chokes, also take into account the skew of the disk. As a result of appearing on one side of the disc diffusometry, but from the opposite direction of confusingly mechanical clearance, hydrostatic force, and, consequently, the mechanical clearance hydropathy reduced, and there is a risk of contact operation. The main objective in the creation of robust structures -maintaining the flatness of the mechanical clearance during all modes of operation.
The method of calculation of optimal parameters of hydraulic unloading device based on its not parallel end surfaces of the heel and cushion (thrust bearing).
Key words : centrifugal, axial load , the power loss , the gap end member , the balancing device.
