автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.06, диссертация на тему:Повышение надежности и экономичностицентробежных компрессоров путем совершенствования методов расчета, способов снижения и уравновешивания осевых газодинамических сил

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

Рг " ОЛ ЕВГЕНЬЕВ

СТАНИСЛАВ СЕРГЕЕВИЧ

УДК. 621.515.002.2 (043)

Повышение надежности и экономичности центробежных компрессоров путем совершенствования методов расчета, способов снижения и уравновешивания осевых газодинамических сил

Специальность 05.04.06 —Вакуумная, компрессорная техника и пневмосистемы

Научный доклад, обобщающий совокупность опубликованных работ, представленный на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург, 1994 г.

Работа выполнена в НПО „Казанькомпрессормаш"

Официальные оппоненты

— Засл. деятель науки и тех ники Российской Федераци! доктор технических науь профессор Ден Г. Н.

— доктор технических науь профессор Галеркин Ю. Б.

— доктор технических наук профессор Сухомлинов И. Я

Ведущая организация — Научно-исслецовательский и конструкторско - технологический институт турбокомпрессоростроения (НИКТИТ), г. Санкт-Петербург

Защита состоится /с. Т-Х 1994 г. в ч. н

заседании специализированного Совета ДО 63.38.05 Санкт-Петербург ского Государственного технического университета в ауд. 251 глав ного здания (195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29).

Отзыв на научный доклад в двух экземплярах, заверенный пе чатью организации, просим направить по вышеуказанному адрес; на имя ученого секретаря специализированного Совета.

Научный доклад разослан „

1994 г.

Ученый секретарь специализированного Совета, доктор технических наук, профессор

И. П. Фаддее;

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТУ Актуальность проблемы.Центробежные компрессоры (ЦК).работающие в широком диапазоне давлений 2*80 МПа,составляют распространенный и энергоемкий класс машин.Основными их потребителями явля-отся важнейшие отрасли промышленности:добыча нефти и газа (газ-пифтный способ добычи нефти,транспорт газа,закачка газа в пласт, переработка природных газов);нефтехимия (гидрокрекинг нефти,гидроочистка топлива);химия (синтез аммиака и метанола);металлургия. Эффективность работы указанных отраслей во многом определяется надежностью и экономичностью этих машин.При этом важнейшим фактором, влияющим на надежность и экономичность,являются осевые газодинамические силы,действующие на ротор,на снижение и уравновешивание которых расходуется до 10% полезной мощности.Неправильная зиенка осевых сил в процессе проектирования приводит при эксплуа-гаши к разрушению упорного подшипника,последующему сдвигу ротора и разрушению основных узлов корпуса сжатия.Затраты на доводку в промышленных условиях и потери из-за простоев технологических линий превышают стоимость машины.

За последние 10 лет достигнуты определенные успехи в области -оЕершенствования методов расчета и способов уравновешивания осевых сил в ЦК.Однако,известные модели и методы расчета не являются эбщими для широкого класса центробежных машин.Разработка ЦК на ос--юве типоразмерных унифицированных рядов требует знания осевых сил в более широком интервале изменения определяющих критериев.Известные способы снижения и уравновешивания нуждаются в совершенствовании с целью уменьшения затрат.энергии и более надежной работы.

Работа выполнялась,прежде всего,в соответствии с потребностями фактики,а также решениями директивных органов,приказами Минхим-иаша №282: от 17.09.85,№466 от 28.II.86,№300 от 24.10.88 и решениями 1У-УП1 Всесоюзных конференций по компрессоростроению и Ассоциации компрессорщиков и иневматиков России.

Цель работы.Повышение надежности и экономичности центробежных компрессоров путем разработки и реализации более совершенных,научно-обоснованных методов расчета,способов эффективного снижения 1 уравновешивания осевых газодинамических сил,действующих на ротор.

Научная новизна.В процессе решения поставленной научной проб-юмы автором получены новые результаты,которые выносятся на защиту :

• разработаны экспериментально проверенные математические модели и

методы расчета осевых газодинамических сил,внешних потерь на трение дисков рабочего колеса и утечку,учитывающие геометрию бокового зазора,более широкий диапазон изменения радиального расхода при течении к оси и от оси и граничной закрутки потока на входе в боковой зазор,что соответствует возможным условиям эксплуатации и разным конструкциям компрессоров;

- на основе обобщения экспериментальных исследований выявлено отличие граничной закрутки потока непосредственно на входе в боковой зазор от векрутки потока на выходе из колеса и разработан метод ее определения для разных типов ступени,позволивший повысить точность расчетов;

- установлено влияние всех основных определяющих критериев на распределение давления в боковых зазорах рабочего колеса,осевую силу и мощность трения дисков при течении к оси и от оси и получены также обобщенные формулы,доступные для расчета без обращения к программам на ЭВМ,основанные на статистической обработке большого количества экспериментальных данных;

- на основе всесторонних исследований разработаны новые,более экономичные способы стабилизации и снижения на 25-50% осевых сил в ступенях,защищенные авторскими свидетельствами,основанные на управлении закруткой потока на входе в боковой зазор,непосредственно в боковом зазоре,в уплотнении покрывного диска,а также на управлении потоком утечки на входе в колесо за счет конструкции ступеней;

- усовершенствован метод расчета и проектирования газостатической пяты на основе более точного определения осевых сил по разработанной методике и продувок лабиринтных уплотнений со смещенными гребнями, позволивший повысить надежность уникальных центробежных циркуляционных компрессоров типа ЦЦК (р=32 МПа) и увеличить их межремонтный пробег в 4 раза;

- на основе разработанной методики и более глубоких эксперименталь ных исследований явлений,определяющих осевые силы на переходных ре жимах,на моделях и натурных образцах в условиях эксплуатации при высоком давлении (р=10420 МПа) выявлены значительные нерасчетные осевые силы при пуске,являющиеся причиной быстрого износа пяты,их периодические колебания.Получены рекомендации по снижению осевых сил и повышению надежности за счет соответствующего управления за-порно-регулирукщей аркатуры.

Практическая значимость и внедрение результатов работы.Лолуче-ны более совершенные методы расчета осевых сил,способы их снижения

■и уравновешивания с минимальными затратами энергии,позволяющие определять силы на стадии проектирования с учетом особенностей конструкции и эксплуатации,существенно сокращая затраты на доводку в промышленных условиях и время создания новых ЦК.

Получен более обоснованный метод расчета внешних потерь трения дисков и утечек в центробежных компрессорах,насосах,вентиляторах и радиальных детандерах,позволяющий повысить точность расчета проточной части и,соответственно,осевых сил.

Методики и программы расчетов применяются в АО НИИтурбокомп-рессор (бывшее СКБ-К,г.Казань),на Невском машиностроительном заводе,на Казанском компрессорном заводе (ККЗ).

Результаты работы использованы при создании.и совершенствовании типоразмерных рядов центробежных циркуляционных компрессоров (ЦЦК,р=32 Ша)»центробежных компрессоров высокого давления с вертикальным разъемом корпуса (ЦКВД,рх40 МПа).детандерно-компрессор-ных агрегатов (ДКА,р=»4*8 МЛа),а также центробежных многоступенчатых насосов (ЦНС,р=Ю*20 МПа).выпускаемых ККЗ.

Экономический эффект о.т внедрения результатов работы за счет повышения надежности и экономичности,сокращения сроков создания и освоения указанных машин,изготовленных в 1988г. в условиях стабильного производства на ККЗ,составил по ценам 1988г. 2,3 млн.руб.

Материалы работы использованы автором в учебном процессе при чтении курсов лекций "Гидравлические машины и холодильные установки", "Насосы и насосные станции","Насосы и вентиляторы" на кафедре гидравлики Казанского инженерно-строительного института, внедрены в учебный процесс КАИ и КХТИ при выполнении курсовых и дшхяольых проектов.

Достоверность научных положений и практических результатов.Оп-ределяется применением современных методов расчета и измерения, удовлетворительной сходимостью теоретических и экспериментальных результатов,а также широкой проверкой полученных результатов практикой эксплуатации центробежных компрессоров и насосов,детандер-но-компрессорных агрегатов различных конструктивных схем,выпускаемых ККЗ.

Апробация работы .Материалы выполненных исследований докладывались автором на :

- У1,У11,УП1 Всесоюзных научно-технических конференциях по комп-рессоростроенгсо (г.Псков,1982;г.Казань,1986;г.Сумы,1989);

- У1 научно-технической конференции "Уплотнения и вибрационная надежность центробежных машин" (г.Сумы,1991);

- Международном Семинаре по газовым турбинам (г.Казань,1989);

- IX Международной научно-технической конференции по компрессоро-строению (г.Казань,1993);

- научно-технических конференциях Казанского инженерно-строительного института (1973-1986).

Отдельные материалы работы докладывались автором также на объединенном НТС Минхиммаша и Мингазпрома СССР и ГКНТ (г.Москва,1987), Научном Совете АСКОМП и ГКНТ (г.Казань,1990).Научном Совете АСКОМП (г.Казань,1992).

Публикации.Результаты выполненных исследований отражены в 42 печатных работах,8 авторских свидетельствах.

В данном научном докладе излагается комплекс НИОКР,выполненных при непосредственном участии и под руководством, автора,или самим автором.

I .СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

Создание в 60-х годах первых в стране центробежных машин высокого давления (ЦЦК,ДКА,ГПА,ЩС) было связано в значительной мере с решением проблемы определения,уравновешивания и прогнозирования осевых сил,действующих со стороны потока на ротор.

Методики расчета (К.Пфлейдерер,А.И.Степацов).основанные на исследованиях потока в зазоре между диском и корпусом при отсутствии радиального расхода,привели при наличии утечек через уплотнения рабочих колес к значительным отличиям действительных осевых сил от расчетных,особенно при высоких давлениях рабочей среды.Пробег первых машин высокого давления не превышал нескольких десятков часов и заканчивался разрушением упорных подшипников и тяжелыми авария-ми.В связи с этим в организациях,где создавались указанные машины, были созданы более обоснованные методики расчета и уравновешивания осевых сил (В.Ф.Рис,Г.Н.Ден,В.Б.Шнепп,П.Н.Ворона и др.).учитывающие негерметичность уплотнений.В последующем исследовались -.кинематика расходного потока в боковом зазоре между диском и корпусом

- Л.А.Дорфманом,А.Л.Кузнецовым,В.С.Седач9м,М.И.Цаплиным;момент трения диска - В.С.Седачем,А.Н.Неспелой;распределение давления по радиусу диска - О.А.Вербицкой,М.Л.Дыо,В.С.Седачем,В.Б.Шнеппом;осе-вые силы в реальных ступенях -В.Ф.Рисом,Г.Н.Деном,А.Н.Шершневом, В.Б.Шнеппом,А.К.Клубничкиным,Г.А.Бондаренко;турбулентное течение

в боковом зазоре -Л.А.Дорфманом.Г.Н.Деном.В.Б.Шнеппом.А.С.Байби-ковым.А.Н.Шерстюком.Ю.Б.Галеркиным,К.П.Селезневым.

Наиболее широко в настоящее время применяются методы расчета Г.Н.Дена,В.Б.Шнеппа,А.С.Бзйбикова.Результаты расчетов не всёгда

согласуются в широком диапазоне изменения определяющих критериев. Способы определения граничных условий,влияющих н' точность расчета, требуют уточнения для разных схем ступеней.

Известные способы снижения и уравновешивания осевых сил в компрессорах (А.А.Ломакин,В.$.Рис,Г.Н.Ден,В.Б.Шнепп,А.К.Клубничкин) нуждаются в дальнейшем развитии с целью повышения экономичности и надежности.Практически отсутствуют сведения о характере изменения осевых сил в центробежных машинах высокого давления на переходных режимах (пуск,останов),влияющих,по данным эксплуатации,на надежно сть машин.

На основании выполненного анализа и в соответствии с поставленной целью решались следующие основные задачи:

- расчетно-теоретические и экспериментальные исследования поля скоростей и давлений в боковых зазорах рабочих колес,непосредственно осевых сил и трения дисков,граничных условий на входе в боковые пазухи для разных схем ЦК,взаимодействия потоков на входе в колесо;

- разработка математической модели и методик расчета осевых сил, трения дисков и утечек в широком диапазоне изменения определяющих критериев;

- разработка более эффективных способов снижения,стабилизации и уравновешивания осевых сил;

- исследование явлений,определяющих осевые силы на переходных ре-жнуах,и разработка рекомендаций по их снижению;

- внедрение результатов исследования в практику создания ЦК с целью повышения их надежности и экономичности.

2.УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ ЖИДКОСТИ В БОКОВОМ ЗАЗОРЕ МЕдДУ РАБОЧИМ КОЛЕСОМ И КОРПУСОМ

Приближенное решение задачи о -турбулентном течении жидкости между вращающимся диском и стенкой корпуса при наличии утечек впервые предложено А.А.Ломакиным.Однако,принятые допущения о существовании ядра потока,неизменности знака напряжения трения диска, приближенные значения коэффициента трения,независящие от утечки, неучет знакопеременности по ширине зазора радиальной составляющей скорости,как показывают опыты (В.Б.Шнепп),не согласуются с реальной картиной.

Для исследования турбулентного течения жидкости между вращающимся диском и корпусом использованы общие уравнения движения в напряжениях.Вввду незначительной степени изменения давления в боковых зазорах считали жшцлеть несжимаемой,что принято также в работах Г.Н.Дена.Л.А.Дорфмана.В.Б.Шнеппа и доказано экспериментами

ка воде и воздухе для дисков - Цумбушем,Ш.Груновым и для ступеней компрессоров - А.Н.Шершневой.Полагая поток около рабочего колеса осесимметричным,пренебрегая в соответствии с исследованиями течений в каналах (Л.Г.Лойцянский,Г.Шлихтинг)в силу больших чисел Рей-нольдса и узкого зазора между диском и корпусом непосредственный влиянием вязкости на напряжения трения,а также нормальными турбулентными составляющими напряжения трения и напряжением трения в плоскости,перпендикулярной направлению основного потока,эти уравнения совместно с уравнением неразрывности записываются в виде[4]

,2

^ ^ _£к _ £ М . ±

<-г дг + ?г г = / дг

г ЗС<? ^ Г Лк + 1 II?

^эг+^дг гг " / дг '

дг + Чг дг ~ ¥ дГ~

+ ,

М

где р - "давление,^- плотность, С- абсолютная скорость; г , у ,г - индексы, означающие проекции на оси цилиндрических координат, ¿£, ¿у,- напряжения трения.

Преобразуем уравнения (2.1) в интегральную фар^цу. Суммируем второе уравнение (2.1) и уравнение неразрывности,умноженное на

Су,и проинтегрируем обе части этого равенства от 2=0 до Приняв во внимание равенство нулю Сг и С^ на диске и корпусе,после преобразований получим

■§£ + § {щ** (Г^ - • (2.2)

о О "

Уравнение,определяющее изменение давления в боковом зазоре, выводится в результате совместных преобразований первого и третьего уравнений системы (2.1),а также уравнения неразрывности с учетом малости по сравнению с С^, и Сг и постоянства давления в цилиндрическом сечении бокового зазора,что доказано опытами А.Н.Шершневой.В результате получено уравнение для изменения дав-

Второе уравнение гидродинамики в боковом зазоре получим в результате преобразований уравнения неразрывности,первого уравнения системы (2Л),исключения члена,непосредственно зависящего от давле-

ьк^к^-и^)-

а О

После приведения к безразмерному виду и некоторых преобразований уравнения (2.2),(2.3) и (2.4) для течения с постоянным по радиусу боковым зазором примут вид [4]^ :

дг

где ;СГ =Су/иг;Сг =С2 /Сср; г/г2 ; ¿ - ;

(2- отсчитывается от поверхности диска). _ 2 _

В уравнения (2.5) и (2.6),в отличие от исходных уравнений (2.1),не входят члены,непосредственно зависящие от распределения давления и напряжений турбулентного трения в боковом зазоре,что упрощает расчет течения жидкости между дисками колеса и корпусом и является особенностью настоящего решения [4] .

Для решения уравнений (2.5) и(2.6) использовались однопарамет-рические семейства профилей окружной и радиальной составляющих скорости,удовлетворяющих граничным условиям на поверхности диска и корпуса,постоянству радиального расхода в любом цилиндрическом сечении и условию¡вблизи диска и корпуса (5-^0,2-^.9) профили скорости должны быть подобными обычным распредеяниям скоростей вблизи стенки для турбулентного течения; ,/ _ г _<\т <[т . Лт

С = ? <-2 (/-г)

С .-3гЧ'0-1)1-"(1.() >

(2.8)

г- и (' -у (- • ' (2.9)

где О. , /С-безразмерные параметры профилей радиальной и окружной составляющих скоростей, - показатель степени з степенном профиле скорости около стенки.

Используя условие постоянства расхода в любом цилиндрическом сачении,в результате преобразования с использованием свойства бэта-функции В(.......) получим

Для определения напряжений трения,входящих в уравнения (2.5) (2.6).использован известный степенной закон

_С . / С* г, * ¿12-1/2 ' где С =С ,2- расстояние до ближайшей твердой стенки

Точность решения,как по'казали последние исследования А.С.Бай-бикова и В.К.Караханьяна,повышается за счет введения по Г.Шлих-тин1у А=1,95+0,97т и т=2,748 ^ 0,086 по данным Никурадзе ( Це -Re'S ) ® Учетом этого выражение (2.II) можно преобразовать в форму '

LzrA j, с (ZIZ)

и определить все составляющие напряжения трения на поверхности колеса и корпуса.

В исследованных центробежных компрессорах поверхности диска и корпуса являются обточенными и гидравлически гладкими при принятых числах Re.

Подставляя найденные выражения скоростей и напряжений трения в уравнения (2.5) и (2.6),после преобразований получим систему диф-уравнений для параметров 3и К,определяющих течение,жидкости в боковом зазоре при заданных граничных значениях Ми G-:

-i+m

¡■i+m ['U3m

in

<m*i т 1 2+т ~г+т

т '

Лк± тН \ - _ \ i+rtj

т

)

tn-1

1+m

К

+ Mi

1мз_ -r i+m

at.am i+m\ a'z]- ' m ' m '

(2.13)

f2+rn i+m\ о I m > m )

m~i

MM

Б+Чт -i

jsllL m+1

где Ы и G- - бе|]эазмерные комплексы

М-

i+m

A

2m t+m

s Ccp * » вЩ^^г)

{2АЧ)

(UB)

Граничные значения*!^ на радиусе при течении к оси определялись из условия заданной средней начальной закрутки потока на периферии бокового зазора значения с^ - из условия незначительного

изменения профиля скорости Съ вблизи входного сечения из-за кои-фузорности течения [4] .При течении от оси значения К„„ и 5 „0,

гШЧ Г1&Ч

на минимальном радиусе приняты на основании последних данных А.С.Байбикова.Величина Кнач определена из уравнения сохранения момента количества движения при переходе жидкости из уплотнения в боковой зазор после подстановки в него выражений (2.8) и (2.9), а величина в силу незначительного влияния на течение,при-

— л

нята равной йнач="•Это соответствует равномерному потоку на малом радиусе и подтверждается экспериментально.При Йнач=0 Кнац-я; 0,5¡^ в диапазоне /77=5*8.

Система уравнений (2.13) и (2.14) при заданных граничных .5 , Сср, Ке. и профиле скоростей в сечении бокового зазора,т.е. начальных й и К,полностью определяет поле скоростей жвдкости.По известно^ полю скоростей,подставляя в (2.7) выражения (2.8) и (2.9) и интегрируя его по ,южно найти распределение давления по радиу-

далее осевую силу,действующую на диск ^олеса, и мощность трения диска _ <

М=ыСер±Глг ¿г >

где касательное напряжений на стенке диска,одновременно определяемое по полю скоростей С у в общей программе расчета.

3.МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

Из анализа условий моделирования течения в боковых зазорах рабочих колес для осесимметричного потока и несжимаемой жидкости, получены критериальные уравнения в общем виде [2]

РгР-РЬ,!,*,,^,^) >

7 = ); Г (3.1)

_____ Й- _ гдер-р ,Т, /V - искомые величины (перепад давления,осевая сила, мощность трения диска).параметры в пра^рй части уравнения - определяющие критерии ( 2а - радиус боковой полости,$ - осевое расстояние между диском и корпусом,К* - коэффициент геометрической формы бокового зазора, Ке- число Рейнольдса, Ц- безразмерная утечка, Су^- осредненное граничное значение окружной составляющей скорости непосредственно на входе в боковой зазор).

В соответствии с выражением (3.1) проводилось конструирование стендов,целенаправленное экспериментальное исследование и его обобщение в критериальном виде.Создано 10 стендов с использованием воды и воздуха в качестве рабочей среды,с диапазоном мощности

привода 20+600 квт,диаметра колес 2)^*172*800 мм,скорости вращения 1500*20000об/мин,расхода 0,5+2 кг/с,позволяющих исследовать распределение давлений и скоростей в боковых зазорах [1,2,33] .непосредственно осевые силы [I],трение дисков [9,13,24] .граничные условия [11,21] .способы снижения осевых сил [2б] .взаимодействие потоков на входе в колесо [17,25] .характеристики лабиринтных уплотнений, осевые силы по полю давлений в реальных ступенях [ЗЗ] , параметры центробежной машины на переходных режимах [23.28].

Определяющие критерии изменялись в пределах,обусловленных особенностями проектирования и эксплуатации центробежных компрессоров и радиальных детандеров,выполненных на основе типоразмерных рдцов с широкой унификацией: £¿=0,2*0,7; 5 =0,01*0,1; Ке^Ю^+Ю7; <},=0* *0,008;С^0,4*1,0;параллельные и разнонаклонные стенки дисков и корпуса.

Исследование распределения давления выполнено с измерением насадками граничной скорости С^ непосредственно на входе в боковой зазор.Осевые силы определяли по полю давлений,непосредственно тензометром [1] и динамометром [2].Момент трения измеряли с помощью специальной установки по а.с. [20].

Взаимодействие потоков на входе в рабочее колесо исследовалось на плоской модели с оптическими стеклами с измерением скоростей лазерным анемометром на кафедре физики МЭИ [10,12] ,на аэродинамической установке статических продувок с определением поля скоростей методом зондирования и визуализацией осесимметричного потока [Ю,17] .

На переходных режимах (пуск,останов) осевые силы в ступени и реальной машине определяли по быстроменяющимся давлениям в характерных точках,измеряемым с помощью малоинерционных стандартных дат чиков типа ЦВД-6,ЛХ 415/10,ЛХ 412/250,тензостанции ТДА-6,блока сопротивления, шлейфового осциллографа типа Н041 [23,2б].

Разработанные стенды,системы измерений и методики обработки опытных данных на ЭВМ позволили обеспечить следующую относительную погрешность определения основных величин:окружная скорость и2-0,738%;абсолютная скорость С -0,5%;среднерасходная скорость Сср-0,996%;перепад давления^-1,9*2,2%;утечка ср -1,73%,осевая сила Т-0,9*3,6%,-мощность трения дискзе /V -2,5*4%;КГЩ ступеней --2,5$;коэффициент напора ступеней ^ -2%;коэффициент расхода ступеней 1{> -2,5%.

4.АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТНО-ТЕОГЕТИЧЕСКОГО И ЭКСПЕРШЕНТАЛЬ-

НОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

4.1.Кинематика потока в боковом зазоре между диском и корпусом.

Характерные расчетные и опытные распределения составляющих скоростей С^ и Су по ширине бокового зазора и радиусу при течении к оси приведены на рисЛа.Видно,что радиальный расход,связанный с утечкой через уплотнение колеса,существенно усложняет движение по сравнению с течением при (^=0.Циркуляционный поток,характеризуемый знакопеременностыо С2 по ширине 5 .сохраняется лишь при малых утечках ^<0,003 и в узкой зоне около вращающегося диска на бочь-ших радиусах,где заметны центробежные силы.С приближением к оси вращения и (рО.ООЗ боковая полость заполняется потоком одного знака и значение ^возрастает из-за уменьшения площади канала.Окружная составляющая скорости С^ увеличивается с приближением к оси аналогично течению идеальной жидкости около вихрестока.но в меньшей степени из-за трения.На радиусах г¿0,65 С у,превосходит скорость диска {Су>Ыг.) при больших утечках ¿|,*0,006,что характеризует передачу энергии от жидкости к диску и смену знака напряжения трения диска (рисЛа,кривые 3).

При радиальном расходном течении от оси и небольших утечках ^=0,001*0,002 циркуляционная зона,где С^ знакопеременна,имеется только в узкой зоне около неподвижной стенки на периферии диска (рис.1б),где С^ направлена к оси.С увеличением утечки <р0,003 основная часть бокового зазора заполняется потоком одного знака. На малых радиусах, где центробежные силы и площади канала невелики, поток практически равномерно заполняет всю ширину зазора 5. Значение С^> существенно меньше величины С^ =0,42<У£,соответствующей случаю Полученные данные согласуются с измерениями М.И.Цаплина.Увеличение граничной закрутки потока,особенно при течении к оси (Су,г^),а также уменьшение бокового зазора (в ^ 0,03) приводит к аналогичному,ко более интенсивному изменению величин

Теоретические (по п.2) и опытные данные распределения скоростей качественно совпадают.Количественное отличие связано с принятыми допущениями и точностью эксперимента.

4.2.Распределение давления по радиусу диска в боковом зазоре.

При наличиии утечки и течении к оси давление по радиусу диска, из-за увеличения составляющих С^ и Сг .падает более интенсивно по сравнению с течением при <1 =0 (рис.1а) и менее заметно

О)

Су/ыг

? м

/ р и

1 1 V

\ 1 го *

\ \ Ь

\\

т

гж-у ■А.,

3 1

и 7

1

р,1 -¿р

-0,05

/ Г\

у ■У ( /

£/ / / л/

и > 4/

V ЦЙ

оШ

Р

I I

№ -и

1,

1

1 % ¡¡Г о j 2 0,5

Рис.1.Течение в боковых зазовах

-ш

о о

Сфг

/Ш

Л VI

У / Й

// ч и

/ 1 1 1 п

ь

11 1 ч

0.5

Ця

3

¿•Л* щ

0,5

№0.1.течение в сюковых зазовах ыеоу дисками рабочего колеса и корпусом

а) течение к оси,5 =0,046, >1(Р,СГл= 0,6; а:1-0;2-0,0037;3-0,006;-

теория;----опыт _ _ с

«1*ли*ни« от оси. £,=0.34. 5=0,03,Ке=2>10°; $:1-0;2-0,0007;3-0,004;-

йри течении от оси (рис.1б).вследствие снижения С^ и .Увеличение граничных скоростей,особенно также уменьшение бокового зазора (при S<0,03),вызывают более резкое изменение давления по радиусу,вследствие роста С^, и Сг .Влияние числа ^обнаружено экспериментально только для течения от оси.С увеличением его от 10^ до Ю^ перепад давления р^-р незначительно уменьшается.Количественное отличие расчетных данных от опытных более заметно для течения от оси.Однако,на величину осевой силы оно влияет незначительно в силу более слабого общего изменения давления по сравнению с течением к оси (рис.1а,б).

Геометрическая форма бокового зазора,создаваемая за счет наклона диска и стенки корпуса в пределах 0*20° и обусловленная унификацией, оказывает влияние на распределение давление и осевую силу для течения к оси и от оси [б].Однако,оно наиболее заметно только в случае разных наклонов диска и стенки и,главным образом,для сходящихся поверхностей с приближением к оси.Максимальное отличие от исходного варианта с прямым диском и параллельной стенкой при определении значения ¿7=2?/j[(p-p)zdz достигает 26% [6],что должно учитываться при расчете о§%вых сил и может быть использовано для их управления.Угол наклона диска в пределах 0+20° при паралледьной стенке корпуса незначительно влияет на эпюру давления для обоих направлений течения,что согласуется с данными 0.А.Вербиикой,полученными на установке с углами наклона 0+10°.

Опытные данные по давлению удовлетворительно совпадают с результатами О.А.Вербицкой в исследованном ею интервале С^ ^0,4+ +0,46,а также с данными В.К.Караханьяна,полученными при C^g. =0,38т +0,42.Сравнение теоретических данных Г.Н.Дена,В.Б.Шнеппа и автора по л.2 с экспериментами для широких ( 5=0,03-0,046) и узких (.?=« =0,01) боковых зазоров показано на рис.2.Теоретическое решение по п.2 для течения к оси и от оси лучше согласуется с опытом прп широких зазорах 5=0,03*0,1,больших утечках (£=0,003+0,006 и числах &=Юб+107.Решения Г.Н.Дена и В.Б.Шнеппа при 0,03 более заметно отличаются от опыта.Для узких зазоров S =0,01+0,02 расчеты по по теории Г.Н.Дена и В.Б.Шнеппа ближе к опытным данным.Лри течении от оси и S =0,01 расчеты по п°2 и по В.Б.Шнеппу дают практически одинаковое отличие.

3=9,03

Ж V

л ^ г

с,г

¥

?*Р

4 &

№

Ж«*

ш ■Я В чучТ

он

кР

Рис.2.Изменение перепада давления вдоль Течение от оси, £./=0,34; а:1 - 0,004;2 -п.2, V - теория В.Б.Шнеппа (^=0,004):— опыт

геория

V — \ -у ---

Течение к оси, Ф :3 - 0,0007,-4 - 0,0046;5 - 0,006;-теория

п.2; У-теория В.Б.Шнеппа V а, »0,006),теория Г.Н.Дена (•-^»0,006; /-^=,0046);-^— опыт.

4.3.Мощность трения дисков колеса.

Экспериментальные данные по трению дисков при Ц,=0 удовлетворительно совпадают в исследованном диапазоне изменения 7 —

10 и 5 =0,01*0,1 с классическими данными Пантелла и Цумбуша

[13,24] ,что подтверждает возможность использования принятого способа измерения мощности трения дисков [20] .

Изменение мощности трения дисков соответствует изменению величины Ц- Ср »определяющей напряжение трения на диске [4] .При расходном течении к оси с ростом значение и-Су уменьшается, что приводит к снижению // по сравнению с У при =0 (рис.3).

6 —у

\ . / / 4 V,

V

\ ^ 1'

а)

р'о

у' ✓ У

/ i

/ !

\

\ \ /

\ Ч

о

Я)

9

10

Рис.3.Зависимость ^ _

Течение:1 - к оси,-2 - от оси; £е=5-Ю ;Срг£=0,6;

- теория п.2;— опыт; А- опыт В.С.Седача

при 5" =0,024;а)5 =0,03;б) 5=0,01.

Обратная картина имеет место для течения от оси (рис.3).Для широкого зазора .£=0,046 и больших утечках к оси ^=0,006 и С^-=»0,6 величина N "О,что характеризует турбинный характер течения в боковом зазоре (рис.За) и передачу энергии от жидкости к диску. При этом заметно влияние граничной скорости С^.с ростом которой ¡V снижается [29,30] .В узком зазоре5=0,01 значение ЛЛ^О достигается при меньших утечках <£=0,003 (рис.36).При этом влияние Угг на течение практически отсутствует.Теоретическое решение по п.2 качественно совпадает с опытами автора и В.С.Седача (рис.За). Однако,количественное,приблизительно постоянное,отличие заметно, особенно для течения от оси,что необходимо учитывать при создании практической методики расчета.Заметное влияние числа ре в исследованном диапазоне не обнаружено,что подтверждается также данными Б.И.Боровского.В случае сложных форм боковых зазоров,связанных с разным наклоном диска и стенки корпуса,мощность трения диска определена по эквивалентному значению 5" для простой формы.

4.4.Граничное значение окружной составляющей скорости С^^ в боковом зазоре для разных схем ступеней.

Для течения к оси значение (у2г- на входе в боковой зазор отличается от окружной составляющей скорости потока ^ (коэффициента теоретического напора) непосредственно на выходе из колеса за счет потери энергии при повороте на 180°,обратных течений в диффузоре,трения о стенки.Технологические отклонения при изготовлении и сборке приводят к смещению колеса относительно корпуса и,соответственно,к дополнительному известному [7] отличию между и С¡р^ ,что должно учитываться при расчетах осевых сил.

Отличие изучено экспериментально [21,31] для 4-х раз-

ных форм ступени в зоне (рис.4).характерных для турбомашин,

»2 [¿4

£¡5 0,5 0

\

у 1

/ ч

3

г Н

ч

Рис.4.Формы центробежных ступеней в зоне Т,

рри разных утечках Ц и боковых зазорах I ,на модельных установках с ])г»172цм,ка реальных ступенях с Зг «300мм и =30+6£)°, вентиляторе высокого давления ВВД-8 с Рг «800мм и ^»160°.Комплекс установок обеспечивал интервал изменения ^ »0,5+1,2 и »0,4+1,0,характерный для центробежных компрессоров,насосов и радиальных детандеров.

Отдельные результаты показаны на рис.5.Наибольшее отличие характерно для случая перекрытия диска корпусом с минимальным радиальным зазором (Г,01).При г>1,Об оно незначительно.Отличие!^- С^ при 1}>г ,2 выше, чем при ^ =

о

{ -/—

—Г ¿Г >4

о

1

ую

Рис. 5. Зависимость Д-СугГ с£(<}) дйя форм 1,2.3,4 (рис.4)

М.6; 3 =0,033;5-по В.Б.Шнеппу.

=0,4+0,7.Получены формулы связи С^ и у/, для исследованных форм.Для закрытой боковой камеры и малых ра диальных зазоров между диском и корпусом (г =1,006+1,01)

е,ооб)

0,5 Ц 49,

м

а для закрытой боковой камеры с повышенными зазорами и плавным переходом е БЛД при г =«1,015+1,1

ытой боковой камеры в последйей фс

+05-0,0\П К '.4.2)

ЧР^......

Для открытой боковой камеры в последйей форк^уле следует принять

ъ =1,1.Формулы можно использовать при Г=0,02+0,1: ^/1^=0,02+ +0,1; (^=0+0,008; ^=0,4+0,8; ^=0,03+0,35; {?е-Ю *Ю .При <^ = «1+1,2 значения С^ следует уменьшить на 0,05.В формулы (4.1) и (4.2) для случаев ср0,006 следует подставлять =0,006.

При течении от оси окружная составляющая скорости С^ в цилиндрическом сечении шириной ? на радиусе зависит от состояния потока,входящего в уплотнение рабочего диска-колеса.При отсутствии закрутки перед уплотнением (вход утечки после ОНА промежуточной ступени) величина С^ связана только с вращением ж_идкости в тонком слое около вала и равна приблизительно Су>А =0,5 Тл .Исследование радиального распределения давления и трения дисков нам] выполнено для =0,3+0,7,характерных для компрессоров и насосов с вращающейся цилиндрической поверхностью в зоне подвода жидкости

Это обеспечивает подобий' для случаев,когда специальная закрутка потока на входе в уплотнение рабочего диска отсутствует.

Полученные формулы связи С^и ^ для исследованных схем ступени позволили решить проблему задания граничной скорости Су2р при теоретическом решении (п.2) и его последующем сравнении с опытными данными по давлению и-трению дисков,полученными также с непосредственным измерением С^ .Это существенно повысило точность построения методик расчета давления,осевых сил и мощности трения дисков.

4.5.Течение на входе в рабочее колесо.

Центробежные машины высокого давления типа ЦЦК с Тг,-1,1 и 1Д1С,где гопрсс осевых сил является важным,имеют проточную часть канального типа,значительное число ступеней ¿ =8*16 и сравнительно низкие скорости вращения (ЗОООоб/мин).Требования жесткости ротора заставляют конструктора уменьшать осевые габариты ступени.С этой целью обычно торцовая поверхность покрывного диска размецается в одной плоскости с внутренней стенкойОНА [25] .При этом поток утечки из уплотнения покрывного диска попадает в зону основного потока и может повлиять на картину течения непосредственно на входе в колесо. Эксплуатация машин такого типа,особенно насосов типа ЦНС,отмечает падение напора и КПД,а также увеличение осевых сил при неизбежном износе уплотнений [8,9] .Причем,падение напора и КПД не оправдывается только изменением дисковых и объемных потерь.

В результате теоретических [17] и экспериментальных

[10,12,25]

исследований получены распределения давлений и скоростей на входе в колесо при разных соотношениях £ ^ШуСу/тС, (%, ^ -массовые расходы потока утечки и основного потока;Су -среднерасходная скорость потока утечки на выходе из уплотнения,С0-среднерасходная скорость потока во входной горловине колеса).Выявлено [25],что при 6 =0,2* 4-2,реальных при эксплуатации машин ЦЦК и ЦПС,основной поток в ОНА при подходе к уплотнению под влиянием потока утечки отходит от стенки.Образуется застойная зона,уменьшающая активное сечение потока вплоть до входа в колесо.Это явление совместно с объемными и дисковыми потерями заметно снижает КГЩ и напор и приводит к нерасчетным осевым силам.Получены [25] зависимости для размеров ступени 7.л /1о , й/{1/1'10) (рис.1) .позволяющие локализовать действие вихря в специально созданной зоне даже при значительной утечке (рис. 6).В результате характеристики ступени,как показали сравнительные спытания [25] .улучшаются.Разработана методика проектирования [25].позволяющая существенно уменьшить отрицательное влияние

тока утечки на характеристики и,соответственно,осевые силы даже при износе уплотнений,что повышает надежность и экономичность.

№ оь 01

" „II -

Ч?0

1

о г ¥ г

Рис.6.Соотношения,исключающие отжатие потока на входе в колесо.

5.РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ РАСЧЕТА ОСЕВЫХ СИЛ,ВНЕШНИХ ПОТЕРЬ НА ТРЕНИЕ ДИСКОВ ( 0_п) И УТЕЧКУ ( 6 )

Л J цр

Наиболее приемлемым путем повышения точности полученного теоретического решения является идентификация его по опытным данным. В результате сопоставления получаются корректирующие функции,позволяющие определять искомые величины.Такой метод впервые реализован В.Б.Шнеппом применительно к проблеме осевых сил.В настоящей работе для идентификации использовались опытные данные по распределению давлений и трению дисков,полученные автором при непосредственном,в отличие от В.Б.Шнелпа,измерении граничной закрутки С^£ и более широком интервале ее изменения =0,4+1.

_Корректирущи_е функции представлены в виде зависимостей = йрэ/йрт и широкого ( 0,03) и узкого (5=0,01+

0,02) бокового зазора и течения от оси ^=1 - 70^ .Для течения к оси и широкого зазора ^ =1 + 39 Ц только для <^40,003,а для узкого - ^р =1,4.Для трения при. течении от оси и широкого разора дл/ =0$)09,а для узкого - лЛ/_=0,0007.При течении к осилН задаются таблично.Значения и Ш получены для постоянного по радиусу бокового зазора X =0,01+0,1, гл =0,2+0,7; ^=0,0005+0,00§; (}у =0,4*1; Ке=Ю6+Ю7.Для диска и стенки корпуса,имеющих разные наклоны,в пределах исследованных форм [б] .вводится дополнительно опытный коэффициент Кф=0,8+1,учитывающий это влияние.

Для более широкого внедрения в инженерную практику обширные опытные данные .использованные для идентификации математической модели,обобщены также статистическими методами и получены аппро-

ксимационные формулы,позволяющие рассчитать с приемлемой точностью величины Т, 6 , 6 без обращения к сложным программам на

эвм. пр

Для течения к оси формулы имеют вид [22] :

г- - / Л1 / / 1 г

-22,5 Ц 5 ((-г) V +<},№-0,7(0,6-1) +({-?) >

21 '

2 Ь з

где »$5 ~ коэффициенты, зависящие от С ^.имеющие свои зна-

чения для широких У =0,03*0,10 и узких /=0,01+0,02 зазоров,а также для интервалов С,^ =0.'4*0,5;Суг£. =0,6+1,0;Кф*0,8*1,0. Соответственно для течения от оси [33] :

%яЩг Што'- *

где V Фл/

определяются" в опытах, коэффициенты йд, а4, (¡£ принимаются в зависимости от интервалов 5" =0,03*0,1 и 5 =0,01+0,02.

Указанные формулы можно использовать для расчетов при Т=0,01* *0,1; ^»0,2*0,7; ^=0;-0,0Ш;С^ =0,4*1,0;Ке-106*10 и для рассмотренных форм боковых зазоров,учитываемых коэффициентом 8*1,0. Для рабочего колеса внешние потери на утечку^Пр и трение дисков^

находятся по выражениям 7 ^

а %_ а Пп+Нг

Разработана программа на ПЭВгД 133] для теоретического метода расчета осевых сил,трения дисков и утечек с использованием корректирующих функций,а также бол^е простой метод расчета этих величин по приведенным аплроксимационным формулам.Программа на ПЭВМ является законченным блоком для использования в САПР.Время расчета для одной ступени не превышает 3-4 мин.Наиболее ответственной операии-

О,г о

4*

х\

шкеВля ккъ

Чч Ъ-Зр-ф

* £

V Ж

а)

%

/ ШЦеБля НЭ/1

2 — ^ ^^

А-К' ЫЬ'0.95

43 2

т «3

( 3

ь ^ v \

У

* а д. 4 д - А 1 д

---- <

г

д) V

Рис.7.Зависимости Т=Я<Рг) Для а),б), в) ,г) :1-расчет по п, 1ЦЦК-7, ¿1-0,18мм;2-0,3мм;3-Д-на воде г(£"=0,18мм}; ф-на раб. чет по п.5;е)вентилятор ВВД-В:о-а?г=0,5.

Г 0

0,2 О

Т

оЛ.

Р

о

Рр'ОЗнн

п>нце{ая ККЗ

1 \\

0,1 42 0,Ъ 0

1 ^

прорежут, нзл

В п* 0,02

г

0,01 00 3,08 У

5; х-опыт;2^по й- =0,5;д) ступень ч=0,5;по тензометру:

газе на ЛХК;х+о -опыт;_-рас-

опыт;-расчет по п.5;----.-по

ей является подготовка исходных данных,учитывающая особенности геометрии и заданных характеристик ступени.

6.ИССЛЕДОВАНИЕ ОСЕВЫХ СИЛ В РЕАЛЬНЫХ СТУПЕНЯХ И МАШИНАХ И СРАВНЕНИЕ С РАСЧЕТАМИ ПО РАЗРАБОТАННОМУ МЕТОДУ

Проведены экспериментальные исследования осевых сил в промежуточной ступени ЦЦК на водяном контуре и на реальной машине (р= =32МПа) на Лисичанском ХК [I] ,в двух ступенях концевого типа с кольцевой камерой по а.с. [з] из тшоразмерного ряда ККЗ на стенде при Мц =»0,77 [7] ,в центробежном вентиляторе высокого давления (ВЕД),где в силу ^=160° имеются высокие значения ^=»1+1,2 и С^* ■0,7+1,0 [31] .Выполнен также анализ осевых сил в 4-х ступенях концевого и промежуточного типа для нагнетателей,полученных,Г.Н.Де-ном и А.Н.Шершневой на Невском машиностроительном заводе.Отдельные результаты исследований,их сопоставление с расчетами по методу в п.5 показаны на рис.7.

Исследования показывают,что суммарная осевая сила,действующая на рабочее колесо в промежуточных ступенях на 50+70% выше,чем в концевых за счат большего давления около рабочего диска.Статическое давление за колесом о;<оло покрывного диска,как правило,меньше на 5+15% этого давления около рабочего,что связано с большей утечкой через уплотнение покрывного диска и должно учитываться при расчетах.Во всех исследованных случаях осевая сила,рассчитанная по условию и>г=0,5,меньше реальной силы в 1,5+3 раза в зависимости от типа ступени и состояния уплотнений колеса,что и явилось главной причиной неудач при освоениии ЦК высокого давления.

Расчеты по методу в п.5 удовлетворительно согласуются с опытными данными для всех рассмотренных типов ступеней.

7.ИССЛЕДОВАНИЕ СПОСОБОВ СНИШЕНИЯ И УРАВНОВЕШИВАНИЯ ОСЕВЫХ СИЛ

7.1.Снижение осевых сил за счет конструкции ступени.

Разработанные способы снижения осевых сил основаны на управлении закруткой потока в боковых зазорах около покрывного и рабочего дисков.Наиболее эффективным является устранение закрутки потока в боковом зазоре покрывного диска за счет установки в этой зоне неподвижных радиальных ребер с тангенциальным направлением на периферии,обеспечивающим безударный вход потока.В результате роста давления на покрывной диск (рис.8) суммарная осевая сила снижается в 2 раза практически без падения КОД,в отличие от прямых ребер по предложению А.К.Клубничкина.Получено авторское свидетельство [15].

За счет степени перекрытия дисков колеса корпусом в зоне

0&

0.5

1 ^ у

м чч N Ч V \Ч <

1 1' л ■у уЧ

' О 00 ф (Г08

и

¥Р 3°

--- ■-Л в_

»

- А

0,6

№

02

Ряс.8.Влияние ребер на давление (а) и мощность у ¿,=0,64: =0,04; 6?=2,Кл/с=С»м* ; л=2940об/мин ' Ъл,=0,6; г =16; 9 :1-0:2-0,002;3-0,004:— — кривол.ребра ( <7=0*0,004);----рад.ребра ( ^=0+0,00$^""

изменяется граничное значение закрутки С^ (рис.9) .Приняв для

покрывного диска г„»1,01,а для (рабочего - «1,03+1,04,в ступени концевого типа осевую силу можно снизить на 25+35% без дополнительных затрат энергии.Получено авторское свидетельство [18] .Эффект снижения для концевой ступени можно увеличить до 35+45% за счет использования соответствующих боковых зазоров для покрывного диска -1п>0,04 при £„=1,01 и для рабочего * 0,02 при 1р «1,03+ 1,04.Влияние формы бокового зазора, особенно при разных углах наклона дисков колеса и корпуса [б] .также используется для управления осевыми силами.Например,для варианта прямой стенки и диска с углом наело на 10° снижение осевой силы,действующей на него,составляет 8+12%.

Для устранения закрутки потока в уплотнении покрывного диска,вызывающей (по данным В.И.Марцинковского и ККЗ) при его износе появление циклических колебаний ротора и снизающей теоретический напор колеса за счет роста Сг2 и положительной закрутки на входе Су и, соответственно,точность расчета осевых сил,предложено лабиринтное уплотнение с перегородками по а.с. [5] .Его использование в ступени

см <__ X

*

Я

* »

У

т

щ

Рис.Э.Влияние_радиуса перекрытия диска? на С «г (£=0,62; 0-0.001+0.006й 2*=0)3; 5=0,63; Кг=£-Юй.

с ^>¿=62° и ^/^=0,025 и турбохолодильном компрессоре Х1МФ 235М-2000 на Казанском заводе "Оргсинтез" повысило их КПД на 1,5+2%.

В случае применения рабочих колес с 2-х сторонним входом возможно полное исключение уплотнений покрывных дисков.При равных узких осевых зазорах с двух сторон,расчитанных по формуле

(0,0207- о, 0165' , и отсутствии уплотнений,как показали исследования (рис.10).несколько возрастает утечка,но одновременно снижается мощность трения

дисков.В результате напор и КПД ступени с такими значениями .Г без уплотнений практически не отличаются от исходных.Предложение позволяет стабилизировать характеристики проточной части и осевых сил,которые ухудшаются со временем из-за износа уплотнений.Получено авторское свидетельство [19].Оно использовано во ВНИИАЭН (г.Сумы) для энергетических насосов.

а-Ю

'п

8

Ч

о

47

Об

Н,п 30 20

£ —

; Г " — ГК1

/

Т'

«н

О

Ц350

о,г о

-02

0,02 0,04 ^

Рис.10.Характеристика ступени ЦНС 180

---- с уплотнением покр.диска

--- без уплотнения покр.диска.

7.2.Уравновешивание осевых сил с помощью думмиса и газостатической саморегулируемой пяты.

В случае применения думмиса условиями надежности и экономичности приняты допустимые нагрузки на упорный подшипник,неизменное направление осевой силы,минимальные расходы на разгрузку при всех возможных режимах эксплуатации.Обеспечение этих условий выполняется при проектировании за счет выбора схемы машины и использования полученных методов расчета и способов снижения осевых сил (см.п.7.1).

В уникальных компрессорах типа ЦЦК,где осевые силы не югут быть скомпенсированы обычным думмисл;,применяется саморегулируемая газостатическая пята,разработанная В.Б.Шнеппом (рис.На).С целью увеличения безостановочного пробега ЦЦК автором совместно с В.Б.Шнеппом разработана [33] методика расчета и проектирования

Рис.II.Схемы газостатической пяты ЦЦК а) примзняешя; б) у со верщенствоваш ия;

^•цилиндрический лабнринт;2-конический лабиринт;3-упорный шарииолодашник; 4-ограничительный диск.

усовершенствованной пяты без упорного шарикоподшипника (рис.116). В отличие от прежней конструкции в цилиндрической части пяты использованы лабиринтные уплотнения со смещенными гребнями,что обеспечивает оа более короткое время необходимое изменение давления в камере А.В результате перемещение ротора под действием осевой силы и его инерция уменьшаются,что исключает,по расчетам и данным эксплуатации,задевание ротора о статор и увеличивает безостановочный пробег ЦЦК с 2000 до 8000 ч.Для машин с подобной пятой условиями надежности и экономичности прчняты минимальный диапазон перемещения ротора,в пределах которого характеристики лабиринтных уплотнений пяты линейны и размеры камеры уравновешивания А соответствуют известному условию осевой устойчивости ротора.

8.ИССЛЕДОВАНИЕ ОСЕВЫХ СИЛ НА ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМАХ(ПУСК,ОСТАНОВ) Учитывая обширность проблемы,в рамках настоящей работы поставлена задача исследования быстроменяющихся параметров,определяющих осевые силы,в машинах типа ЦЦК и ЦНС,имеющих конструктивное сходство, несжимаемые среды ( //^=1,1 в ЦЦК) и саморегулируемые уравновешивающие устройства в- виде пяты.Работоспособность последней,по данным эксплуатации,существенно зависит от числа пусков и остановок.В качестве объекта исследования использовали реальный ЦНС 180-1422 ( ¿=12, //=1250квт,П=2970об/мин),установленный на КНС-24 НГДУ "Азнакаевскнефть" [23] ,и его отдельную ступень,испытанную в лабораторных условиях [23] .При испытаниях насоса измеряли быстроменяющиеся давления ка входе,выходе после обратного клапана,перепад на расходомерной диафрагме,осевое перемещение ротора и скорость

Рис.12.Изменение параметров насоса ЦНС 180-1422 при пуске: а)-осииллограмма режима 1;б)-осевые силы в ступени; в)-ларс.метры насоса .-режимы : I - задвижка нагнетания закрыта; 2 - приоткрыта [ ? -Ь").

Ьращения.Байпасный клапан в таких системах высокого давления не применяют в целях безопасности.Лабораторный стенд имел подобную обвязку с дополнительной установкой байпаснога клапана для имитации режимов ЦЦК.При испытаниях ступени измеряли быстроменяющиеся давления на входе,в боковых зазорах покрывного и рабочего дисков, на выходе перед обратным клапаном, по еле него, перепад на диафрагме, скорость вращения.По давлениям определяли мгновенные значения осевых сил.Безразмерные значения текущего времени и скорости вращения при пуске находили как i = i /ip (tp- время выхода на рабочее число оборотов;для насоса 8с,ступени - tp=0,65с) и П*П/Пр (/7^=297 Ооб/мин - для насоса, /^=Х450об/мин - для ступени).При остановке (выбеге) безразмерное время находили как ^ilbp, »где

ip- время,в течение которого после отключения привода периодические процессы затухают.По данным испытаний насоса и ступени это происходит при 3-х кратном снижении номинальной скорости вращения, что происходит для насоса за время Ус,а для ступени - ¿^=1с[23].

Наиболее характерные результаты при пуске приведены на рис.12. Осциллограммы (рис.12а) показывают пульсации давления при пуске на линии всасывания (Р ) и нагнетания (Р„. ).При t »I имеет место шум и вибрация,характерные для гидроудара.При этом РБЫХ='18МПа и превышает Рвых=»16,ЗМПа по характеристике при закрытой задвижке на-гнетания.Пуск насоса с приоткрытой (на 10+15% по сечению)задвик-кой смягчает гидравлический удар и уменьшает пик давления Р_.„

/ тгч \ ВЫХ

(рис.12в),однако сопровождается в этом случае резкими изменениями давления F ,что связано с инерцией жидкости в трубопроводе.Откры-тие задвижки на установившемся режиме приводит (рис.12в) к резко-цу снижению давлений Рвых»^вх и далее их росту со стабилизацией тол.,ко при полностью открытой задвижке (¿=4) [26,28].

Изменение осевой силы в ступени при пуске качественно полностью повторяет характер изменения давления нагнетания многоступенчатого насоса (рис.126).Так,при i =1 осевая сила на 20$ выше величины на установившемся режиме при производительности (?=0 и на 40+ +50% - при Q (рис.12).Пуск с открытым байпасным клапаном уменьшает пик осевой силы и отличие не превышает 11% при Q, =0 и 20% при # ном (рис.126).Характер изменения осевой силы в ступени в процессе открытия задвижки на нагнетании близок к характеру изменения Р5ЫХ многоступенчатого насоса.В начальный момент осевая сила и Рвых (рис.126) резко уменьшаются,почти в 2 раза,далее периодически с большой амплитудой изменяются и стабилизируются только при ~Ь =4.

По зависимости осевых сил от времени,полученной для ступени.

рассчитано изменение осевой силы (Ь ) и осевого зазора ^ в диске пяты для многоступенчатого.насоса (рис.13).Видно,что пуск с закрытой задвижкой из-за гидравлического удара приводит к не-

Рис.13.Изменение осевой силы Т и осевого зазора £в диске гидропяты при пуске ЦНС 180-1422

Задвижка нагнетания : 1-закрыта;2-приоткрыта (10*15% по сечению) .

расчетной осевой силе (18т вместо 15т при £?=0 и 13т при <?„ )

уу ном

и уменьшению осевого зазора о^ ,что повышает вероятность задевания диска пяты о статор и вызывает его повышенный износ.Рекомендовано частичное,на 10-15% по площади сечения,открытие запорно-; регулирующего '/лапана,предлагаемого вместо задвижки,на нагнетании непосредственно перед пуском и его последующее плавное открытие при /?р,что снижает пик осевой силы на 20*25%.

Выявлено,что режим остановки машины в целом является менее опасным [23] .Основное изменение осевых сил происходит с момента отключения двигателя до ^ =0,4.Приих изменеие незначительно. Наиболее резкие колебания давлений и осевых сил происходят при остановке с приоткрытой задвижкой нагнетания,что имеет место при Аварийном отключении насоса на КНС.В этом случае рекомендовано предварительное плавное закрытие этой задвижки.Снижение скорости вращения и параллельное закрытие задвижки нежелательны,т.к. приводят к колебаниям осевых сил [23,2б].

9.ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТУ

На базе исследований, проточной части и осевых сил,выполненных автором совместно с В.Б.Шнеппом,создан типоразмерный ряд ЦЦК (базы 1ЦЦН7 и 2ЦЦК10).Получена медаль ВДНХ.Усовершенствована газо-статическак пята,поз водившая увеличить безостановочный пробег ш-

шин 2ЦЦК10 с 2000 до 8000 часов,что подтверждают промышленные испытания на Дзержинском ПО "Корунд" (1993) и Чирчикском ПО "Электро-химпром" (1992,1993).

При создании ЦКЕД на базе лицензии фирмы Дрессер-Кларк (США), особенно при использовании моделированной проточной части,применяются разработанные методы расчета и управления осевых сил.Они позволили,в частности,определить закрутку потока на входе в уплотнение разделительной стенки в машинах с расположением колес "спина к спине" и принять меры к ее уменьшению или исключении.Зто устранило неустойчивость ротора корпуса низкого давления компрессора синтез-газа в г.Гродно.

Под руководством и при участии автора разработан типоразмерный ряд ДКА для переработки природных газов с консольным расположением колес детандера и компрессора,снижающим суммарную силу и затраты энергии на разгрузку.При этом широко использованы возможности созданных методов расчета осевых сил при больших значениях граничной закрутки потока,особенно для колес детандера,где С^вО,8*1,0. На ККЗ в короткие сроки,при непосредственном участии автора разработаны,изготовлены и успешно испытаны 2 базовых представителя ряда :блочнэ-контейнерный [27] агрегат БДКА2-4УХЛрпозволивший отказаться от импорта ДКА фирмы "Ротофлоу" (США) для шести ГПЗ Зап.Сибири,а также уникальный,самый крупный в Европе,агрегат ДКА7-4,2У£ для Оренбургского гелиевого завода с целью замены ТКО-75/42.

Результаты исследований использованы также в ТатНИЛнефтемаш и ПО "Татнефть" для прогнозирования осевых сил и КПД насосов ЦНС с гидропятой при износе уплотнений,а также для снижения отрицательного влияния нерасчетных осевых сил на надежность насосов на переходных режимах.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1.На основании расчетно-терретических и экспериментальных исследований поля скоростей и давлений в боковых зазорах рабочих колес,на входе и выходе колеса,трения наружных поверхностей дисков колес,граничных условий и их связей с известными параметрами колеса для различных схем центробежных компрессоров установлено : - существенное отличие течения в боковых зазорах рабочих колес при наличии утечек из-за негерметичности уплотнений от безрасходного течения,приводящее к уменьшению осевых сил на диск и мощности трения диска при течении к оси и обратной картине при течении от оси;в результате реальная осевая сила,действующая на рабочее

колесо,отличается в зависимости от схемы ступени и утечек в I 5+ *3 раза от рассчитанной по условию ¿5=0,5;

- -значительное влияние граничной закрутки потока на входе в боковые зазоры,особенно для течения к оси,в результате чего осевая ;ила на рабочее колесо изменяется на 25*35/&;

- заметное отличие граничной закрутки потока на входе в боковой юзор при течении к оси от закрутки потока на выходе из колеса, гсо связано с потерями при повороте потока на 180°,обратными те-генияии в диффузоре,трением о стенки и зависит от геометрии сту-шни и величины утечки.

2.Разработан метод определения граничной закрутки потока С» :а входе в боковой зазор при течении к оси для разных конструкций степеней,позволивший повысить точность расчета осевых сил, гащности трения дисков и утечек. " *

3.На основе комплексных исследований разработаны матеиатиче-■кая модель и методики расчета осевых сил Т,внешних потерь на тре-ше дисков£тр и утечку |>пр .используемые в более широкой интер-1але изменения боковых зазоров S =0,01*0,I,имевщих прямые и нак-:онные стенки корпуса и колеса,утечек f=0;0,008 и граничной за-рутки потока Cftsr -0,4*1,0,охватывающих случаи центробежных ком-:рессоров,в том числе высокого давления,насосов,детандерно-ком-рессорных агрегатов,центробежных вентиляторов высокого давления.

4.С целью более широкого использования в инженерной практике," пытные данные обобщены также в виде аппроксимашюнных формул,по-воляющих рассчитать с достаточной точностью осевые силы,внешние отери на трение дисков и утечку без обращения к сложным'програм-ам на ЭВМ.

5.Проведено экспериментальное исследование осевых сил в еальных ступенях ККЗ.в центробежном вентиляторе высокого давления ВД-8,а также выполнен анализ осевых сил в 4-х ступенях,испытан-ых Г.Н.Деном и А.Н.Шершневой на Невском машиностроительном заво-з.Установлено увеличение осевых сил при износе уплотнений,выявле-э отличие статических давлений на внешнем радиусе колеса около экрывного диска и рабочего диска на 5*15% в зависимости от формы гупени и утечек,существенное в 1,5*3 раза отличие реальных осе-

jx сил от рассчитанных по условию о)г =0,5.Получено удовлетвори-эльное согласование действительных сил с расчетами по разработан-зму методу.

6.Разработаны способы снижения и стабилизации осевых сил за 1ет конструкции ступени практически без падения КПД,защищенные 4

авторскими свидетельствами :

- уменьшение на 50% осевой силы за счет постановки неподвижных радиальных ребер с тангенциальным входом около покрывного диска;

- снижение осевой силы на 25*45% за счет создания разных боковых зазоров и граничных закруток потока около покрывного и рабочего дисков;

- исключение осевых сил в 2-х поточных колесах за счет отказа от уплотнений при узких боковых зазорах;

- снижение закрутки штока в лабиринтном уплотнении покрывного диска за счет введения перегородок и уменьшение,благодаря этому, отрицательного влияния положительной закрутки на параметры колеса и точность расчета осевой силы.

7.На основе комплексных исследований потока на входе в колесо в ступенях ЦЦК и ЦНС выявлено образование застойной зоны в основном потоке при переходе из ОНА в колесо под действием потока утечки из уплотнения покрывного диска,что уменьшает его активное сечение вплоть до входа в колесо.Получены геометрические соотношения, позволяющие локализовать действие вихря в специальной зоне в реальном интервале изменения кинетических энергий основного штока и потока утечки,стабилизировать характеристики ступени и осевые силы. Разработан метод проектирования этого участка ступени.

8.Усовершенствован метод расчета и конструирования саморегулируемой газостатической пяты ЦЦК (р=321.1Па) за счет введения лабиринтного уплотнения со смещенными гребнями в цилиндрической части пяты,сопротивление которого сильно зависит от перемещения ротора. -Б результате давление в уравновешивающей камере пяты изменяется за более короткое время,что уменьшает инерцию ротора,исключает его задевание о статор и увеличивает безостановочный пробег в 4 раза.

9.На основе разработанного метода измерений и экспериментального исследования осевых сил в ступени и реальном многоступенчатом насосе в условиях высокого давления (р=Ю*20Щ1а) на режимах пуска,остановки и воздействия запорно-регулирующей арматуры установлено :

- возникновение при пуске пиковых значений давлений и осевых сил из-за гидравлического удара,превышающих в зависимости от степени открытия арматуры на нагнетании их номинальные значения по характеристике на 20*50%,что вызывает недопустимое уменьшение осевого зазора ^ в диске гидропяты,его повышенный износ и снижение надежности;

- значительные колебания давлений и осевых сил,превышающих по ам-

плитуде номинальные значения почти в 2 раза,при открытии задвижки на нагнетании в системах без байпасного клапана;

- незначительные затухающие колебания давлений и сил при остановке, происходящие при снижении скорости вращения в 1,5+2 раза.Рекомендовано:

- использование запорно-регулирусщей арматуры вместо задвижки,обеспечивающей более плавное регулирование расхода;

- частичное,на 10+15% по площади сечения,открытие запорно-регули-руххцеГо клапана на нагнетании непосредственно перёд пуском и его последующее открытие на рабочей скорости вращений,что снижает пиковые значения осевых сил на 20+25% и повышает надежность работы агрегата.

10.Результаты исследований внедрены в НШтурбокомпрессор,на Казанском компрессорном заводе,Невском машиностроительном заводе и в объединении "Татнефть".Более совершенные методы расчета и исследования осевых сил,позволяющие производить их всестороннюю оценку в процессе проектирования,а также новые конструкции устройств,сникающих и уравновешивающих эти силы,практически полностью исключили затраты на доводку ЦК в прошшленных условиях по причине неожиданных осевых сил и сократили сроки освоения новой техники.На основе выполненных исследований решена научная проблема повышения надежности и экономичности ЦК,имеющая важное народно-хозяйственное значение .

Основное научные результаты отражены в следующих работах: ¡.Характеристика проточной части циркуляционных центробежных компрессоров.-Химическое и нефтяное машиностроение,1967,№4,с.б-9. Соавтор Шнепп В.Б. 1.Экспериментальное определение осевого усилия,действующего на вращающийся диск.-Химическое и нефтяное машиностроение,1970,№8,с.10--12.Соавтор Шнепп В.Б.

3.А.с.227487.Выходное устройство многоступенчатого ЦК /Авт.изобр. • Евгеньев С.С..Цукерман С.В.-0публ.1968,Бюл.№30.

4.Исследование турбулентного течения жидкости между вращающимся диском и корпусом при радиальном расходе.-Энергомашиностроение, 1972,№3,с.20-23.Соавторы Байбиков А.С.,Шнепп В.Б.

5.А.с.385114.Лабиринтное уплотнение турбомашины /Авт.изобр.Евгеньев С .-С. -0 пу бл. 1973, Бюл .№25.

6.Влияние формы вращающегося диска и неподвижной стенки на распределение давления между ними.-В кн.:Исследования в области компрессорных машин.Труды III Всесоюзной конференции,КХТИ,СКБ-К,Ка-

зань,1974,с.241-247.Соавторы Ибрагимов Ü.D.,Якин C.B.

7.Влияние взаимного положения рабочего колеса и лопаточного диффузора на характеристики ц/б компрессорной ступени.-Химическое и нефтяное машиностроение,1975,№8,с.10-12.Соавторы Званец В.А., Цукерман C.B.

8.Изменение осевых сил рабочего колеса ц/б насоса с износом его щелевых уплотнений.-FHTC ВНИШЭНГ,сер.Машины и нефтяное оборудование, M.,1975,№11,с.22-24.Соавтор Ястребов П.И.

9.Изменение потерь дискового трения в центробежном насосе с износом его щелевых уплотнений.-FHTC ВНИИОЭНГ,Сер.Машины и нефтяное оборудование,М.,1981,Л'6,с.9-II.Соавторы Ястребов Я.И..Репин А.Ф.

10.Исследование потока жидкости в плоском криволинейном канале.--Очистка природных и сточных вод.Межвуз.сб..Казань,КХТИ,1982, с.40-42.Соавтор Циглер A.B.

11.К определению граничных условий в боковой пазухе центробежного насоса.-Гидравлика сооружений и русловые процессы,Калинин,КГУ, 1982,с.39-43,

12.Повышение эффективности эксплуатации нефтепромыслового оборудования систем заводнения пластов.Раэделы:3.Аэродинамическая установка для исследования потоков.4.Исследование потока на входе в рабочее колесо:0тчет /Каз.инж.строит.институт,'рук,Евгеньев С.С - Тема 38/25,Ii Гос.per.8000II98,Казань,1982,139а.

13 .Методика расчета дисковых и объемных потерь в центробежном компрессоре.-В кн.¡Повышение эффективности .надежности и долговечности компрессоров и компрессорных установок.Материалы конференции. -Л.,ЛЛИ,1983,с.53-55.

14.А.с.1044829.Насосная установка /Авт.изобр.Евгеньев С.С.,Ястребов П.И.-Опубл.1983,Бюл.№36.

15.А.с.1087697.Центробежная машина /Авт.изобр.Евгеньев С.С.-Опубл. 1984,Бюл.№15.

16.Прогнозирование характеристик и осевых сил при изнашивании уплотнений центробежных насосов для заводнения пластов.-Гидравлика водопроводных сооружений и очистка вод.Межвуз^сб..Казань, КХТИ,1984,с.31-35.Соавторы Ястребов П.И..Репин А.Ф.

17.Гидродинамика потока в осесимметричном кольцевом всасывающем патрубке.-Гидромеханика отопительно-вентиляционных устройств. Межвуз.сб..Казань,КХТИ,1985,с.33-36.Соавторы Вячкилев O.A..Циглер A.B.

18.A.C.II4I2I9.Центробежный компрессор /Авт.изобр.Евгеньев С.С.-J публ. 1985, Бюл ,jV=7.

19.А.с. 1211644b.Центробежный насос /Авт.изобр.Евгеньев С.С.,Воро-' на П.Н.,Цукерман C.B..Ястребов П.И.-Опубл.1986,Бюл.№9.

20.А.с.1255896.Устройство..для исследования сопротивления вращению диска турбомашины /Авт.изобр. Евгеньев С.С.,Шнепп В.Б.Дукер-ман С.В.,Хадивв М.Б.-0публ.1986,Бюл.!РЗЗ.

21.Исследование закрутки потока в боковой камере ц/б ступени.-В кн. : Повышение эффективности холодильных машин и термотрансфор-маторо в .Межвуз. сб. научн. трудов. -JI., ЛТИХП, 1986, с. 15-19. Соавторы Шнелп В.Б..Цукерман C.B..Рахимов Д.А.

22.К расчету осевой гидродинамической силы в центробежном насосе.--Гидравлика сооружений,Калинин,КГУ, 1986,с.46-49.

23.Повышение эффективности эксплуатации нефтепромыслового оборудования.Исследование в условиях эксплуатации гидродинамических сил в центробежных многоступенчатых насосах типа ЦНС¡Отчет /Каз,инж.строит.институт;рук.Евгеньев С.С.-Тема 46/3,№ Гос.per. 80001198,Казань,1986,148с.

24.Экспериментальное исследование потерь мощности на трение диска с учетом протечки и закрутки потока и выдача рекомендаций:0тчет /НИИтурбокомпрессор;исп.Евгеньев С.С. ,Ш578-86,Тема 84-50,№ Гос.рег.0184С039437,Казань,1986,60с.

25.Исследование влияния потока утечки на основной поток перед рабочим колесом ц/б насоса или компрессора.-ВДУЗ,Авиационная техника, 1987,№4,с.76-77.

26.Снижение осевых сил в ступени центробежного компрессора на рабочем и переходном режимах.-В кн.:Повышение эффективности, надежности и долговечности компрессоров и компрессорных установок.. Материалы конференции,Казань,КХТИ, 1987, с.70-74.

27.Блочный турбодетандерный агрегат.-В кн.-.Газовые турбины.-Материалы междунар.семинара 20-21 июля 1989,Казань,КГУ,НИАТ,1990, с.I85-I9I.Соавторы Петросян Г.Г..Гончаров ¿).В.,Баткис Г.С..Баландин Б.М.,Свдоров В.П.

28.Осевые силы при пуске центробежной машины.-Сб.трудоЕ ЦКТИ,№261, Л.,1990,с Л34-137.Соавтор Ястребов П.И.

29.К определению осевых газодинамических сил в турбодетандерах.--Труды У1 научно-технической конференции "Уплотнения и вибрационная надежность центробежных машин",Сумы,1991,с.166-167.

30.Осевые силы в радиальных турбомашинах.-В кн.:Создание компр.машин и установок,обеспечивающих интенсивное развитие отраслей то шшвно-энергет.комллекса.-Материалы УШ Всесоюзной научно-техническим конференции по комлрессзростроению,Сумы,1991,с.54-

31.Определение осевых сил в центробежных дутьевых вентиляторах высокого давления.-В кн.:Гидродинамика больших скоростей.-Межвуз. сб., Кр.ПИ, Красноярск, 1992, с. 123-128.

32.А.с. 1815430.Рабочее колесо центробежного компрессора /Авт.изобр. Евгеньев С.С.,Шнепп C.B.,Макаров В.Е.-Опубл. 1993,Бюл.№18.

33.Разгрузка осевых сил с целью повышения надежности турбомашин.--Труды Симпозиума "Потребители-производители компрессоров и

компрессорного оборудования" 23-27 мая 1994,Санкт-Петербург, СПбГТУ,1994,с. 67-79.

Соискатель