автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Анализ работы уплотнений колёс радиально — осевых насос—турбин и влияния их параметров на радиальную силу на роторе обратимых гидроагрегатов

На правах рукописи

ЧЕРЕПОВИЦЫН Леонид Александрович

Анализ работы уплотнений колёс радиально — осевых насос—турбин и влияния их параметров на радиальную силу на роторе обратимых гидроагрегатов

Специальность 05.04.13 — гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург — 1997

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном техническом университете

Научный руководитель: кандидат технических наук, профессор

Умов Валерий Алексеевич

Официальные оппоненты : доктор технических наук, профессор Топа^к Г.И.

кандидат технических наук Шлемензон К/Г.

Ведущая организация : АО " Пролетарский завод "

Защита состоится " 24 " июня 1997 г. в 14 — 00. на заседании диссертационного совета, К 063. 38. 01 при Санкт — Петербургски! государственном университете по адресу: 195251, Сан кг—Петербург, Политехническая ул., д.29, аул. 251 главного здания.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного технического университета.

Отзыв на автореферат, заверенный печатью учереждения, в двух экземплярах просим направлять по вышеуказанному адресу университета па имя учёного секретаря диссертационного совета

Автореферат разослан " ¡997 г

Учёный секретарь диссертационного совета

Л.П. Грянко

АНАЛИЗ РАБОТЫ УПЛОТНЕНИЙ КОЛЁС РАДИАЛЬНО - ОСЕВЫХ НАСОС —ТУРБИН И ВЛИЯНИЯ ИХ' ПАРАМЕТРОВ НА РАДИАЛЬНУЮ СИЛУ НА РОТОРЕ ОБРАТИМЫХ ГИДРОАГРЕГАТОВ Актуальность темы. Энергетика является одной из основных отраслей хозяйства России. Структура генерирующих мощностей имеет различия по регионам, но общей тенденцией остаётся разуплотнение графиков нагрузки энергосистем. Она объясняется тем, что большая часть электроэнергии вырабатывается на ТЭС и АЭС, надёжно работающих в базисе нагрузки. Как следствие, становится важным создание высокоманевренных источников энергии, одним из которых служат гидроаккумулирующие электростанции (ГАЭС) .

С ростом быстроходностей и единичных мощностей обратимых гидроагрв— , гатов ГАЭС возрастают нагрузки на элементы их конструкции, в первую очередь — на рабочее колесо (РК) и на ротор в целом. Д\я обеспечения надёжной работы гидроагрегатов необходимо знание действующих нагрузок и возможных способов их уменьшения.

Данная диссертадионная работа посвящена расчётному и экспериментальному исследованию уплотнений колёс радиально —осевых насос —турбин (НТ) на двух основных установившихся режимах работы (насосном и турбинном) и изучению влияния параметров уплотнений на радиальную силу (РС) на роторе. На основе расчётных и экспериментальных данных, полученных в работе, можно прогнозировать на этапе проектирования радиально—осевых турбин и НТ силу в уплотнении РК и на роторе агрегата.

Цель и задачи работы. Цель данной работы состояла в определении расчётным и экспериментальным путем влияния параметров уплотнения РК радиально —осевой НТ на радиальную силу на роторе. Для достижения поставленной цели необходимо было решить следующие .задачи:

—провести анализ технической литературы по исследованию РС, действующих на ротор лопастных гидромашин, а также сил в уплотнениях РК;

— расчётно — экспериментальным путём определить режимы течения в уплотнениях радиально — осевого РК;

—разработать и проверить инженерную методику расчёта сил в уплотнении РК НТ на установившихся насосном (НР) и турбинном (ТР) режимах работы;

—разработать методику и экспериментально исследовать статические и . динамические давления и силы в уплотнении модельного РК насос —турбины в НР и ТР при различных геометрических параметрах уплотнения;

— экспериментально исследовать РС на роторе НТ при различных геометрических параметрах уплотнения РК;

—провести анализ РС, а также давлений' и сил в уплотнении РК; установить влияние геометрических параметров уплотнения РК на РС на роторе НТ и получить рекомендации по прогнозированию РС. Научная новизне:

—разработана методика и выполнен комплекс экспериментальных исследований давлёний и сил в уплотнениях РК модельной радиально — осевой НТ;

— определено влияние геометрических параметров уплотнений РК на гидродинамическую силу в уплотнении и на РС на роторе радиально—осевой НТ;

—разработана и экспериментально подтверждена инженерная методика расчёта сил в уплотнениях колеса на основных режимах работы радиально—осевых НТ;

— на основе анализа работы уплотнений РК лопастных гидромашин показана возможность моделирования их по режиму течения жидкости:

Практическое значение работы . Предложенная инженерная методика расчёта позволяет с помощью программы, реализованной на ПЭВМ, получить на этапе проектирования силу в щелевом и лабиринтном уплотнениях РК радиально —осевой НТ и дать рекомендации по выбору "геометрии уплотнения, способствующей снижению нагрузки на направляющий подшипник вала гидроагрегата.

Расчёт силы в уплотнении даёт возможность проведения комплексных исследований, направленных на поиски оптимальных решений по уровню значений объёмных, дисковых потерь и РС. Это позволит нормализовать конструкции уплотнений РК радиально —осевых НТ.

Р^аличдпия работы в промышленности. Результаты работы частично использованы в АО "Ленинградский Металлический завод " при проектировании и разработке направляющих подшипников для гидроагрегатив Ташлыкской и Загорской ГАЭС.

Апробдпия работы. Основный результаты работы докладывались на научно—технических конференция» "Научные проблемы современного 2

энергетического машиностроения и их решение "(Санкт-Петербург, 1987г.); "Инновационные наукоёмкие технологии д\я России "(Санкт-Петербург, 1995 г.); "Насосы в современном мире" (Украина, г. Сумы, 1996 г.), а также на научно —технических семинарах кафедры гидромашиностроения СПбГТУ в 1986, 1987 и 1997 гг.

Пуйликяпии. По теме диссертации опубликовано 8 работ и получено авторское свидетельство на изобретение.

Объём и структура лиссертапионной работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, основных выводов и рекомендаций, содержит 86 стр. машинописного текста, 69 иллюстраций. 1 таблицу. Список использованной литературы включает 112 наименований.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении показана актуальность темы диссертации, обосновывается, направление исследований по повышению надёжности НТ р.гдиально — осевого типа путём изучения радиальных гидродинамических нагрузок, действующих на РК в основных режимах работы.

В первой главе выполнен обзор литературных источников по расчётному и экспериментальному определению РС в центробежных насосах, раднально —осевых гидротурбинах и НТ, а также сделан анализ технической литературы по результатам применения уплотнений их РК.

Основными работами по расчётному определению РС в центробежных насосах были исследования Г.В. Викторова, Б.И. Боровского, А.И. Степанова, X. Бихеллера и А. Агостинелли. Наибольшую практическую ценность имеет предложенный Б.И. Боровским способ расчёта РС. Интересные результаты получены для модельных гидротурбин Н И. Зубаревым. Б.К. Андриенко предложил эмпирическую формулу для расчёта статической РС в раднально—осевых гидротурбинах, которая в настоящее время является основной при расчёте нагрузок на нижний направляющий подшипник раднально—осевых турбин и НТ. Отечественный и зарубежный опыт показал, что РС на роторе НТ значительно превосходят характерные для гидротурбин.

Изучение уплотнений РК в гидротурбостроении до настоящего времени сводилось к определению объёмных я дисковых потерь. В этом направления основными являются работы С.С.Кузьминского, АА.Сотнихова, И.М.Пылёва,

э

A.К. Малышева и В.В. Макарова. С увеличением нагрузок на * роторе гидроагрегатов появилась необходимость . исследования гидродинамических РС и в частности, сил в уплотнении РК. В насососгроении широко известна методика В.А. Марцинковского для расчёта сил в щелевом уплотнении. В гидротурбосгроении она не нашла применения в связи со значительными различиями в условиях работы уплотнений в насосах и гидротурбинах. Работы по исследованию уплотнений РК радиально — осевых НТ только начинаются.

Выполненный обзор литературы позволил определить цели исследования и сформулировать постановку задачи.

Во второй главе проводится анализ работы уплотнений колёс лопастных гидромашин и методик расчёта гидродинамических сил в них. Рассматривается течение жидкости в щелевом и лабиринтном и уплотнениях.

Г.А. Никитин на основе изучения параметров течения жидкости в гладких щелевых уплотнениях приводит данные по Ке2кр (критическому числу Рейнольдса при осевом течении жидкости): для цилиндрических концентричных щелей Ке„р= 1250; для цилиндрических эксцентричных щелей при относительном эксцентриситете г. = е/Ь0 = 1 (е — эксцентриситет; Ь0 — концентричный зазор в уплотнении) 1100. К исследованиям, учи-

тывающим окружное течение .жидкости, относятся работы А.С. Байбикова,

B.К.Караханьина, В.А.Марцинковского, А.Н.Туркина, Я.Ямадя Их авторы показывают, что иод действием осевого перепада давль;. и окружного потока создаётся сложное спиральное трёхмерное течение и, как следствие, определение перехода ламинарного режима в турбулентный усложняется. Наибольший интерес представляют работы Шульц — Грюнова, Хайна, М. Камала, Г.А.Никитина. Для исследования режимов течения жидкости в уплотнении ЯК необходимо знать гидравлическое сопротивление кольцевой щели. Результаты, исследования в данном направлении изложены в работах А.С. Байбикова, Э А. Васильцова, В.А Зимницкого, Г.А Никитина, II Е. Кожевникова, Г.И. Фёдоровой и Я. Ямала, а предложения но расчёту гидродинамических параметров течения жидкости в уплотнениях сложной формы — в работах Г.Н.Абрамовича и И.Е.Идельчика. Расчёт сил в уплотнениях РК центробежных насосов или их составляющих изложен в статьях

и монографиях А.А. Ломакина, А.И. Голубева, В.А. Марцинковского, И.Б. Ка-ринцева. На настоящий момент в насосостроении при расчёте гидродинамических сил в щелевых уплотнениях "РК чаще применяют методику В.А. Марцинковского. В ней определение гидродинамических сил проводится на основе физической модели короткого уплотнения с учётом расположения наружной поверхности щели и угловых колебаний оси ротора. До настоящего времени в гидротурбостроении нет расчётных методик для определения гидравлических сил в уплотнениях РК гидравли — ческих турбин и НТ.

В третьей главе излагается предлагаемая инженерная методика расчёта сил в уплотнениях РК радиально — осевых НТ в пасосиом и турбинном режимах. В качестве базовой нами была использована методика В .A. Map— ' цинковского, разработанная им для щелепих уплотнений.

В уплотнении на нижний обод РК действуют четыре составляющие силы: Рс—гидростатическая сила, возникающая в щелевом уплотнении при наличии эксцентриситета и осевого течения жидкости, имеющая направление в сторону увеличения или уменьшения эксцентриситета; FA—гидродинамическая сила, пропорциональная угловой скорости вращения вала и действующая перпендикулярно линии центров; F„—сила, обусловленная инерцией движения жидкости, эта сила направлена в сторону, противоположную Fc; FK—сила, обусловленная наличием касательных напряжений и имеющая направление в сторону, противоположную FA.

Предлагаемая методика пригодна как для щелевых, так и для лабиринтных уплотнений. Последние чаще применяются в НТ. С . целью уточнения и упрощения методика имеет ряд допущений, учитывающих особенности радиально—осевых НТ (по сравнению с центробежными насосами): существенно меньшие частоты вращения ротора, относительные длины вала, другие геометрические параметры уплотнений, перепады давлений ва них, классы шероховатости поверхностей. Как следствие, считалась пренебрежимо малой конусность статорной части уплотнения и принималась нулевой угловая скорость прецессии вала.

Расчёт силы в уплотнении РК радиально—осевой НТ состоит из пяти этапов: 1. Задание геометрии .уплотнения, исходя из минимума объёмных и дисковых потерь. 2. Расчёт параметров пото::а в уплотнении. 3. Определение

5

коэффициента гидростатической жёстко'сти. уплотнения. 4.0пределение эксцентриситета в уплотнении. 5. Определение силы в уплотнении. Определение перепада давления на уплотнении выполняли по методике, применяемой в АО "ЛМЗ".

Для ламинарного течения жидкости в щелевом уплотнении гидростатическую составляющую силы рассчитывали по формуле Рслд^О; Рсл.у=к«|4,8ае + (1+0,8а)Ьое1 ,

для турбулентного — Р^х^О; Рсту=)ц[ 1,68ае + (1 + 0,8а)Ьо8,, где: к,=0,5 я Л Др / О^Э^г^;

+^тр) ; ^»ХоЬ/гЬо; Ар— перепад давления на уплотнении; а—коэффициент, учитывающий входные (5М), выходные (5 вьа) потери и потери на трение (£,р); в! — параметр перекоса зазора в уплотнении, — угол перекоса зазора в уплотнении.. Ось У направлена по линии центров, ось X — по нормали к ней.

Для расчёта гидростатической силы предлагается в формулу для определения коэффициента а добавлять, член,

I

учитывающий потери в ячейках лабиринта а также при вычислении

потерь на трение использовать не полную длину уплотнения, а только суммарную длину выступов:

«"Си/К.и+Ър+и); £тр = Хо(1.-к)/2110); £„=0,067^111/1^ где т — коэффициент, учитывающий вид уплотнения (т**0 т щелевое уплотнение, т«0,5 — уплотнение лабиринта о — щелевое/ т~ 1 — лабиринтное уплотнение) .

Для нахождения коэффициента сопротивления трения при турбулентном течении Х^ ввиду существенной разницы осевой V, и окружной V. схо —

Рис.1. Геометрические параметры исследованных уплотнений, в лабиринтном уплотнении (рис.1).

б

роста движения жидкости в уплотнении, рекомендуется применять полную формулу Я. Ям ада:

Хот=0.307 Не, " [ 1 + (7Ке^8Яег) 2 ] Определение чисел Рейнольдса осевого йе, и окружного Ие. течения жидкости проводилось по зависимостям:

Ке1=2 V, Ь о / V; Я е. я* V, Ъо / V. Здесь V—коэффициент кинематической вязкости :

Гидродинамическую составлякицую силы вычисляли по формулам: для ламинарного режима РААХ=0,5 юяц ге (1/Ьо)3; Рдл-у=0; для турбулентного РАТД=1,6 Ю-3 ттгц ге Ив!0'74 (1/Ь0)3; И^-у-О,

где ц — коэффициент расхода, ю — угловая скорость вращения ротора.

Составляющая, вызванная инерцией движения жидкости, для обоих режимов определялась по зависимостям

Р.,х-Кр[Ьов1(^/Ц(а>+015С1а)')+0,25 сое ]; Р^-Кр! (Уг/Ц Ь0 ё, -0,25 е Расчёт составляющих силы от касательных напряжений выполняли по формулам:

для ламинарного режима Ищи,"» — <о я ц Ье (г1 /Ьо); Рцл.у*"' я ц Ь е ; для турбулентного Рггх= — 0,001 со2 я Ь р г3 е Ие,-0'24;

^=0,067 а> я I. р г2 ё 110 Пе^-0**, Была составлена программа. для ПЭВМ и выполнены расчёты сил' в щелевом и лабиринтном уплотнениях различной длины. Анализ результатов расчёта силы в уплотнении . по _ предложенной методике, показал важность правильного выбора Р.е,ф. При определении режима течения в уплотнениях необходимо использовать критерии устойчивости потока, которые учитывают вращение поверхностей уплотнения. Одним из основных показателей характера течения в уплотнении служит критерий С.И.Костерийа, рассчитываемый по формуле Ие. /Ие, <1,5. Выполнение данного неравенства говорит об отсутствии вихрей Тэйлора и о турбулентном режиме течения в уплотнении. Проверка данного неравенства показала, его справедливость для исследованных уплотнений РК. Наличие лабиринтов (Рис.1), являющихся турбулизаторами потока приводит к снижению числа Рей — нолвдса до Яе^ф=700.

В четвёртой главе даётся описание экспериментальной установки, модельного блока и измерительных, устройств. Предметами исследования были РС на роторе модельной НТ, а также давления и силы в нижнем уплотнении её РК. Изложены методики тарировки, измерения параметров и обработки результатов. Приводится расчётный, анализ устойчивости потока в щелевом и ' лабиринтном : уплотнении, показана возможность моделирования течения жидкости в уплотнениях РК радиально—осевых НТ. Весь комплекс исследований проводился в лаборатории гидромашиностроения СПбГТУ на экспериментальной установке открытого типа НТЭ — 460. Объектом исследования была модельная проточная часть с РК ОРО —25, разработанная в СПбГТУ на условия Загорской ГАЭС. Диаметр РК Онап=0,460 м. Максимальные значения КПД составляли 89,2% и 88,2% в ТР и НР соответственно, критический кавнтадионный коэффициент в насосном режиме« Скр» 1370. Спиральная камера имеет утол охвата ср = 345°. Число лопастей РК равно 7. Число лопаток направляющего аппарата (НА) и колонн статора, включая зуб спиральной .камеры, равно 20. Исследовались два типа уплотнений: щелевое и лабиринтное с различной длиной: Ц„«»40 мм и 1^=63 мм, при постоянном диаметре уплотнения Бул™0,380 м и концентричном зазоре в уплотнении Ьо=0,3 мм. Для повышения точности эксперимента длины исследованных уплотнений приняты большими, чем по прямому пересчёту с натурного гидроагрегата.

Программа эксперимента состояла из' нескольких направлений исследований:

— статических и динамических давлений в уплотнении РК;

— сил в уплотнении РК;

— РС на роторе модельного блока.

Первое и второе из них включало в себя замер дифференциальным и интегральным способом давлений и сил в уплотнении РК в НР и ТР на открытиях НА а<>= 12; 20; 28; 36; 40 мм (оптимальным на обоих режимах было открытие НА — 8^ = 28 мм), третье — замер интегральным способом РС на роторе. Давления в нижнем уплотнении РК замерялись 4—мя тензометрическими датчиками давления ( ДД ), расположенными в неподвижной части нижнего уплотнения РК под углом 90° друг к другу

(рис.2). Чувствительными элементами ■ были мембраны марки ЧЭД—5 — 0,5—1 — 26. ДД были спроектированы с учётом опыта, приобретённого научной группой проф. Р.А-Измайлова на кафедре Компрессоростроения СПбГТУ при изучении нестационарных воздушных потоков. Конструкция ДД позволила обеспечить его герметичность, что является одним из основных требований при исследовании водной среды. Определение собственной частоты ДД осуществлялось в ударной трубе. В результате динамической тарировки были получены частоты собственных колебаний датчиков давления ГСОб а 100 кГц, что нанёсколько порядков выше частот измеряемого процесса. Статическая тарировка ДД проводилась на модельном блоке. Для определения дифференциальным методом давлений и сил в нижнем уплотнении РК была разработана специальная методика, позволяющая определить статическую и динамическую силу в уплотнении, а также направление её действия.

Рис. 2. Расположение датчиков давления (ДД), тензометрических колец (ТК) и

направление отсчёта (<р).

Переменную составляющую (пульсации) давления в уплотнении можно было наблюдать на 2-х канальном осциллографе, на один канал которого поступал сигнал с датчика частоты вращения, а на другой ( — переменная составляющая с ДД. Синхронизация сигнала -пульсации давления по оборотной составляющей позволяла наблюдать изменение давления за один оборот ротора НТ, • а также производить запись сигнала на четырёхканальный самописец с

отметкой изменения сигнала за один оборот.

Для подсчёта составляющих и суммарной силы в уплотнении Ру применяли специально разработанную программу. . За плоскость действия силы принимали плоскость, проходящую через середину высоты уплотнения.

Точность определения силы составляла ± 10%. Для измерения статических давлений на входе и выходе из уплотнения использовали отверстия диаметром 2 мм, подсоединённые к пьезометрическому щиту. Точность замера значения давления ДД составляла ± 8%, а наибольшая относительная погрешность замера статических давлений по пьезометру ±0,1%.

Интегральный метод заключался в косвенном определении силы в уплотнении Ру. Её находили как разность двух векторов: "полной" РС на роторе, измеренной нами при различных радиальных уплотнениях РК , и "чисто гидродинамической" РС, определённой ЕТ. Гушаном ранее на том же модельном блоке при постановке на РК торцевого уплотнений. Модуль силы пересчитывали — приводили к плоскости её действия. Точность определения силы составила ± 14%.

Радиальные усилия на - роторе -замерялись интегральным методом с помощью тензометр ического устройства, собственная частота которого составляла 42 Гц. Измерительная схема (рис. 2) состояла из трёх упругих стальных колец с наклеенными тензосопротивлениями (ТК), усилителя 8АНЧ—7М и светолучевого осциллографа Н—115. Программа по обработке данных эксперимента позволяла определить статическую и динамическую составляющие РС, направления её действия. Считали, что . плоскость действия РС проходит через середину высоты лопаток НА. Точность замера значения РС составляла ± 12%, а направления её действия ± 8е.

В пятой главе приведены результаты экспериментальных исследований и их анализ. Он показал, что в ТР статические давления в нижнем уплотнении плавно растут на Ю...15% с увеличением приведенной частоты вращения ротора, а в НР — падают на 20...30% с ростом приведенных расходов. Пульсации давлений в уплотнениях на обоих режимах в широком диапазоне открытий имеют в качестве основных лопастную ^д и оборотную частоту а также кратные последней: 210а,иЗ{0в.

I

%

ю . .

При обработке экспериментальных данных использовали приведенные силы в уплотнении, для их расчёта. использовали формулу Р'у,| — Ру/((Ар/рд) Оуц^).

Анализ сил в уплотнении показал следующее:

Турбинный «режим. В широком диапазоне изменения приведенных частот вращения п'| на всех открытиях НА силы в уплотнении изменяются слабо. Они достигают максимальных 'значений на частотах вращения ротора, близких к разгонной, при установки лабиринтного уплотнения Ьл=63 мм и ргвны Р'у1 =220 Н на открытии 3^ = 36 мм. В рабочей зоне минимальная'сила в уплотнении Р'у,1 =»145 Н — при установке Ьл=40 мм . Направление действия силы зависит от открытия НА и частоты вращения ротора и меняется в диапазоне (р = 80...245°, уменьшаясь с ростом а^ и п']. Максимальные динамические силы в уплотнении ва 5 + 15% превосходят статические.

Насосный режим. В насосном режиме на каждом из открытий силы в уплотнении слабо зависят от приведенного расхода О']. Минимальная сила на всех исследованных открытиях НА возникает при установке Ьл=40мм, Р'у1 =20 Н на а<, = 36 мм, а максимальная — при Ьщ = 40 мм, Р'у-| =220 Н на а, »20 мм. С р*стом приведенных частот вращения напр&ление действия сил в НР с изменением открытия НА (от £^=12 мМ до а„ = 40 мм ) меняется от ф = 90... 100° до <р = 22...35°.

При исследовании ( РС на роторе использовались приведенные РС Р'т-1 = Р1»/(Н С^нап). где: Н—напор . Анализ РС на роторе показал еле — .дующее:

Турбинный режим. В широком диапазоне изменения приведенных частот вращения статические РС на всех исследованных открытиях НА и при всех вариантах уплотнений имеют характер близкий к параболическому, достигая наименьших значений в оптимальной зоне. РС максимальна на частотах вращения ротора, близких к разгонной, и при установке лабиринтного уплотнения (1л) 1л—63 мм, на открытиях Эо — 36; 40 мм, Р"^, -200 Н.

1

Минимальная РС действует ва ротор при установке щелевого уплотнения (1щ) длиной Ьщ -40 мм, она равна 116 Н на Эо-36 мм. При установке

1л=40 мм с увеличением открытия НА среднее направление действия РС составляет примерно фСр = 75° (рис. 2), а изменение утла в пределах

Дф= 14°. При установке 1л=63 м РС направлена в зону малых сечений спиральной камеры. Максимальные динамические составляющие превышают статические значения РС на 50 +100%.

Насосный режим. Статические РС слабо зависят от приведенного расхода. Максимальная статическая РС возникает на роторе при установке Ь,ц=40 мм, причём максимальное её значение .наблюдается на открытиях

£^=.40 мм и оно . равно 145 Н . Минимум РС наблюдается на оптимальном

открытия ао=28 мм, Р'п.,^120 Н. Уменьшения РС при прохождении зоны

оптимального расхода для каждого из исследованных открытий ( как в ТР) не наблюдается. Минимальная статическая сила в НР на всех исследо — данных • открытиях НА имела место при установке Ьл=40 мм. Радиальная сила направлена в сторону зуба спиральной камеры, с>изменением расхода возникает её колебание в пределах Дф =50°. Максимальная динамическая составляющая РС превышает статическую на 50 + 150%. По срав— нению с ТР в НР на всех открытиях НА слабо проявляется влияние типа и размера уплотнения на РС на роторе.

В шестой главе проведено сопоставление результатов расчётных исследований с данными эксперимента.

Проведение серии расчётов по определению составляющих силы в уплотнении РК модельной и натурной гидромашины, показало, что основной силой' в. уплотнении РК радиально—осевой НТ является гидростатическая Нс. Три другие составляющие: Ил , И,, , Я* были "на порядок

меньше.

Анализ сопоставления силы в уплотнении, определённой расчётным (Р^) и экспериментальным (Руэ) путём (рис. 3) показал, что минимальные расхождения для лабиринтного уплотнения соответствуют' рабочей зоне обоих режимов и составляют 3%. Наибольшие расхождения достигают 30%.

ТУРБИННЫЙ РЕЖИМ, а=28мм

п'., [мин-1]

НАСОСНЫЙ РЕЖИМ, а=28ми

О'., [МЗ/с]

Рис. 3. Сопоставление сил в уплотнении, определённых расчётным (Рут) и экспериментальным (Руэ) иугём.

и

При исследовании силы в щелевом уплотнении 1^=40 мм и 63 мм макси — мальное расхождение с экспериментальными данными составило 24%, а минимальное — 9%.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1.Впервые в практике гидротурбостроения выполнено расчётно—экспериментальное исследование давлений и сил в уплотнении на модельном

блоке радиально-осевой НТ быстроходностью П5Н~240, Пет=215в HP и

TP на пяти откры.иях НА 3,,= 12; 20; 28; 36; 40мм при установке двух типов

уплотнений — щелевого и лабиринтного, различной длины.

2.Разработана инженерная методика расчёта гидродинамических сил в уплотнениях РК радиально —осевых НТ, учитывающая режим течения жидкости и параметры уплотнений. Эта методика может быть применена на этапе проектирования для расчёта сил в уплотнении натурных НТ радиально—осевого типа в HP и. ТР.

3. На алгоритмическом языке Visual Basic составлена и отлажена про — грамма расчёта на' ПЭВМ сил в уплотнениях РК радиально —осевых НТ.

4. На основании анализа работы уплотнений РК лопастных гидромашин показана возможность моделирования их по' режиму течения жидкости.

5. Разработана методика и в основных режимах работы радиально—осевой НТ выполнен комплекс экспериментальных исследований, статических и динамических давлений ■ в щелевых и лабиринтных уплотнениях РК раз — личной длины. '

6. Экспериментально дифференциальным и интегральным методами определены гидродинамические силы в уплотнениях модельного РК радиально—осевой КТ с различными геометрическими параметрами. Анализ их влияния показал следующее. В турбинном режиме в широком диапазоне изменения приведенных частот вращения на всех открытиях НА силы, как правило, изменяются слабо, достигают максимальных значений на частотах вращения ротора, близких к разгонной. В насосном режиме силы в уплотнении слабо зависят от приведенного расхода на всех исследованных открытиях НА. Это является основным отличием от ТР. В обоих режимах максимальные динамические силы достигают 5... 15% от их ста—" тических значений. 14

7. Экспериментально интегральным ме-.одом определены РС на роторе модельного РК радиально —осевой НТ при установке на него уплотнений с различными геометрическими параметрами. Анализ РС показал следующее. В турбинном режиме статические РС минимальны в оптимальной зойе, а максимальны на частотах вращения ротора, близких к разгонной. Максимальная РС на всех открытиях НА действует на ротор РК при установке лабиринтного уплотнения Ьл = 63 мм, на открытиях ао = 36; 40 мм — Р'1м1 = 200 Н. Минимальная РС действует на ротор при установке Ьщ=40 мм,

— Р'т1 = 116 Н на ао = 36 мм. Максимальные" динамические составляющие

превышают статические значения РС на 50 +100%. В насосном режиме статические РС слабо зависят от приведенного расхода. Максимальная Статическая РС возникает на роторе при установке Цц= 40 мм, причём

максимальное её значение наблюдается на открытиях ао«=40 мм —

Р'п, ! ■= 145 Н. Минимум РС наблюдается на оптимальном открытии й0 = 28 мм

— Р'п,! «« 120 Н. Максимальная динамическая составляющая РС превышает статическую на 50+150%. Характерного для ТР уменьшения, РС при прохождении зоны оптимального расхода для каждого из исследованных открытий не наблюдается, кроме того на всех открытиях. НА слабо проявляется влияние типа и размера уплотнения на РС на роторе.

7. В натурных обратимых гидроагрегатах радиально —осевого типа максимальные значения статических РС составляют 0,45—0,80 МН, а суммарных 0,90... 1,60 МН. Гидродинамические силы в уплотнениях РК могут достигать до 30% от значений силы на направляющем подшипнике НТ в связи с увеличением технологического зазора в процессе эксплуатации.

8. Целесообразно дальнейшее проведение комплексных исследований уплотнений РК турбин и НТ, направленных на поиски оптимальных решений по уровню значений объёмных и дисковых потерь, а также РС. Это позволит в. перспективе нормализовать конструкции уплотнений радиально—осевых РК.

1. Гринко А.П., Чсрсповицын A.A. Определение поперечной силы при асимметричном распределении параметров потока жидкости на выходе из насосного колеса. Изв. вузов "Энергетика"., 1981, № 1, с. 67 — 74.

2. Радиальная сила на роторе радиально —осевой насос —турбины. Зяб— лицев A.A., Попов С.А., Череповицын A.A., Нгуен Ван Бай. Умов В.А. Труды Л ПИ. 1986, №420, с. 35-39.

3. Повышение надежности работы обратимых гидроагрегатов радиально — осевого типа. Гушан Е.Т., Умов В.А., Череповицын Л.А. и др. Тез. докл. Всес. | научи, —техн. конф. Л,1987, с. 25.

4. Умов В.А., Череповицын Л.А Частотный анализ пульсаций давления в нижнем Уплотнении рабочего колеса насос —турбины радиально — осевого типа на основных режимах её работы.' Деп. в НИИЭинформэнергомаш, 13.07.87 г., № 415-ЭМ-87, 8с. • '

5. Умов В.А., Череповицын Л.А. О влиянии параметров уплотнения рабочего колеса и режимов работы на радиальную силу на роторе ради — ально — осевой насос—турбины. "Гидротехн. стр —во", 1994, №12, с.22 —25.

6. Нагрузки на роторе радиально —осевой насос—турбины на установившихся режимах и при переходных процессах. Гушан Е.Т., Умов В.А., Череповицын Л.А. и др. Тез. докл. научн. —техн. конфер., Спб, СП6ГТУ,1995, с. 21.

7. Умов В.А., Череповицын Л.А. Комплексные исследования, в насосном режиме работы насос -турбины гидродинамических сил в уплотнениях радиально — осевого рабочего колеса. Тр. 8 —ой Междун. научн. —техн. конф. Сумы, Украина, 3...6 септ. 1996 г.,т. 1, с. 284.

8. Умов П Л., Череповицын Л.А. Экспериментальное исследование окружного распределения давлений в нижнем уплотнении рабочего колеса радиально—ос елой насос— турбины. "Гидротехн. стр —во" 1997, №2, с.23 — 2-1.

9. Способ управления лопатками направляющего аппарата гидромашин. Гушан ВТ., Чсрспоьицын Л.А., Умов В.А. и др. A.C. №1164455, опубл. 30 06 85 г. (БИ. 1985. №24).