автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Разработка и исследование конструкций "безвальных" центробежных насосов

На правах рукопису

Горовий Сергій Олександрович

РОЗРОБКА ТА ДОСЛІДЖЕННЯ КОНСТРУКЦІЙ "БЕЗВАЛЫШХ" ВІДЦЕНТРОВИХ НАСОСІВ

Спеціальність: 05.04.13 - гідравлічні машини та

гідропневмоагрегати

Автореферат дисертаці ї на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

Суми 1995

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана на кафедрі загальної механіки та динаміки маши Сумського державного університету.

Науковий керівник - доктор технічних наук, професор

Марцинковський Володимир Альбінович.

Науковий консультант - доктор технічних наук, професор

Симоновський Віталій Іович.

Офіційні опоненти - доктор технічних наук, професор,

заслуджений діяч науки України Богомолов Сергій Іванович;

Провідне підприємство - Відкрите акціонерне товариство "Сумсь

машинобудівне науково-виробниче об'єднання ім. М. В. Фрунзе”, м. Суми

Захист відбудеться 14 грудня 1995р. о 14.00 годині на засідан спеціалізованої вченої ради К-22. 01. 02 в Сумському державно університеті ( 244007, Суми, СумДУ, вул. Римського-Корсакова,2

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Сумського держа ного університету.

кандидат технічних наук Швіндін Олександр Іванович.

Автореферат розісланий Р листопада 1995р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради

Неня К Г.

Сучасні технології потребують створення широкого спектру енергетичних машин, які забезпечують подання різних рідин та газів споживачам. При цьому збільшення робочих тисків і подач у відцентрових насосах і компресорах досягається, головним чином, за рахунок зростання частоти обертання роторів. Це потребує розв’язання проблеми вібронадійності агрегатів.

Для аналізу та прогнозування вібраційного стану відцентрових машин необхідні розрахунки динамічних характеристик ротора з урахуванням гідродинамічних процесів, що відбуваються в заповнених рідиною кільцевих зазорах між нерухомими елементами проточної частини та тими, що обертаються. Саме гідромеханічна система

- " Ротор - щілинне ущільнення" найбільш впливає на дієздатність всього відцентрового насосу.

Накопичений до теперішнього часу об'єм теоретичних та експериментальних даних про вплив безконтактних ущільнень на вібраційний стан ротора однозначно визначає значення цих ущільнень як гібридних ущільнень'опор. Існуючі методи аналітичного та чисельного розрахунку гідродинамічних параметрів ущільнень, запропоновані різними авторами, дають в цілому близькі між собою результати в області сил гідростатичного походження. В оцінці демпфіруючих властивостей ущільнень у ДОСЛІДНИКІВ є розбіжності кількісного характеру.

Оскільки ротори відцентрових машин в процесі роботи неминуче здійснюють вимушені радіально-кутові коливання, то можливий подвійний розв'язок виникаючих при цьому вібропроблем: або домагатись зниження рівня віброактивності насосного агрегату шляхом ретельного балансування та центровки ротора насосу, або надавати ротору можливість вільного самовстановлення в опорно-ущільнюючих вузлах, які повинні функціонувати на всіх режимах роботи агрегату від пуску до повної зупинки. В другому випадку значно знижуються масо-габарити і показники насосу, усуваються громіздкі і дорогі зовнішні підшипникові вузли; зокрема, привідний вал крутячого моменту від приводу на робочі колеса можна виготовити значно тоншим. Це приводить до поліпшення вібро-акустичних характеристик відцентрової машини та зменшення її собівартості.

Зниження матеріальних та енергетичних затрат в процесі виробництва насосів, спрощення конструкції та покращення ремонтопридатності, суттєве зниження рівня шуму та вібрацій, створюваних працюючим агрегатом, свідчать про актуальність дослідницької та конструкторської роботи в напрямку створення "безвальних" відцентрових насосів. Конструювання "безвальних” насосів значно спрощується з використанням теоретичного аналізу математичної моделі ротора відцентрового насосу, що самовстановлюється в безконтактних ущільненнях.

Мета роботи;

Створення математичної моделі самовстановлюючого в щілинних ущільненнях ротора відцентрового насосу, розрахунок динамічних характеристик ротора в безконтактних опорах-ущільненнях і створення методики проектування геометричних параметрів щілинних ущільнень-опор для "безвальних" насосів з консольним та симетричним роторами.

Для досягнення мети сформульовані такі задачі:

- провести екпериментальну перевірку теоретичних формул для визначення коефіцієнта кутової жорсткості щілинного ущільнення;

- розробити динамічну модель самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях-опорах ротора відцентрового насосу, яка дозволяє розраховувати динамічні характеристики ротора з урахуванням сил і моментів в ущільненнях та гіроскопічного моменту самого робочого органу;

- провести експериментальну перевірку одержаних теоретично динамічних характеристик ротора на спеціально створених для цього випробувальних установках;

- на основі аналізу теоретичної моделі самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях ротора розробити методику проектування опорно-ущільнюючих вузлів "безвального" насосу;

- згідно запропонованої"! методики проектування сконструювати дослідні зразки "безвальних” насосів з консольним та симетричним роторами і здійснити їх промислові випробування.

Теоретична та практична цінність досліджень.

Проведено порівняльний аналіз формул для визначення власних частот та границі динамічної стійкості для зв'язаних та незалеж-

них радіальних та кутових коливань ротора в ущільненнях. Показано, що для симетричного ротора з двома однаковими ущільненнями можна розглядати радільні та кутові коливання як незв'язані.

Розроблено методику статичного та динамічного розрахунку опорно-ущільнюючих вузлів "безвального" насосу з симетричним ротором.

На основі результатів теоретичних і експериментальних досліджень розроблені нові конструкції "безвальних" відцентрових насосів, які реалізують нетрадиційний підхід до створення подібного типу агрегатів, наслідком якого є значне зниження масо-габаритних параметрів насосів, зменшення їх собівартості, спрощення обслуговування і покращення вібро-акустичних показників відцентрових машин.

Наукова новизна роботи.

1. Підтверджені експериментально аналітичні вирази для визначення коефіцієнта кутової жорсткості гладкого щілинного ущільнення.

2. Розроблено математичну модель самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях-опорах ротора відцентрового насосу.

3. Проведено аналіз зв’язаних радіально-кутових коливань ротора в ущільненнях.

4. Одержано експериментальне підтвердження аналітичних залежностей для розрахунку динамічних параметрів самовстановлюючого в щілинних опорах-ущільненнях ротора відцентрового насосу.

Рівень реалізації та впровадження результатів роботи.

Результати дисертаційної роботи використані при створенні "безвальних" відцентрових насосів шляхом суттєвої перебудови насосів таких типів:

- консольних - К-160/45, К-20/30 та К-25/32;

- типу "Д" - Д-200/95.

При цьому були здійснені лабораторні випробування нових агрегатів, які підтвердили принципову дієздатність "безвальних" насосів.

Проведено випробування дослідного зразка К-25/32-"безваль-ний" в промислових умовах, які підтвердили його експлуатаційну

придатність, про що свідчить акт впровадження підприємства "Су-миводоканал”.

Апробація та публікації результатів роботи.

Основні положення дисертаційної роботи доповідались і обговорювались на 7-й науково-технічній конференції "Герметичніть та вібронадійність насосів і компресорів" (Суми, 1993) та науково-технічних конференціях викладачів, співробітників і студентів СумДУ (Суми, квітень 1994р.; Суми, квітень. 1995р.).

За результатами наукових досліджень підготовлено 3 доповіді на науково-технічних конференціях з публікацією тез і одержано З патенти України на винаходи.

Декларація особистого внеску дисертанта у розробку наукових результатів, цо виносяться на захист.

Дисертант одержав аналітичні вирази для гідродинамічної сили, яка породжується кутовими переміщеннями ротора в ущільненні, провів експериментальну перевірку залежностей для визначення коефіцієнта кутової гідростатичної жорсткості. Розробив математичну модель ротора "безвального" насосу в щілинних ущільненнях, провів аналіз зв'язаних та роздільних радіально-кутових коливань, на основі яких було розроблено методику розрахунку динамічних характеристик самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях робочого колеса насосу.

Дисертантом були проведені експериментальні дослідження по одержанню амплітудних частотних характеристик трьох типів модельних роторів в циліндричних щілинних ущільненнях, ЯКІ підтверджують достовірність теоретичних залежностей методики розрахунку динамічних характеристик.

Автором було розроблено методику проектування опорно-ущіль-нюючих вузлів "безвального" насосу, на основі якої були сконструйовані три експериментальні модифікації насосів. При безпосередній участі дисертанта "безвальні" насоси пройшли дослідно-експериментальні випробування на гідравлічному стенді, в результаті яких було підтверджено їх принципіальну дієздатність на різних режимах.

Теоретичною базою для вибору напрямку досліджень є методики розрахунку гідродинамічних сил в безконтактних ущільненнях, розроблені в працях доктора техн. наук, проф. В. А. Марцинковського.

Розрахунки динамічних характеристик радіально-кутових коливань ротора в ущільненнях були проведені із застосуванням математичного апарату, який використовується в теорії автоматичного керування, зокрема, такі розділи, як теорія функцій комплексної змінної, операційне числення, системи диференційних рівнянь, стійкі многочлени, тощо. Для оцінювання границі динамічної стійкості використовувався критерій Рауса-Гурвіца, який реалізовано в чисельному вигляді на ЕОМ.

Обсяг та структура дисертації.

Робота складається із вступу, б глав, висновків, списку літератури з 92 найменувань, 4 додатків. Містить 236 сторінок машинописного тексту та ілюструється 49 малюнками і У таблицями.

Зміст роботи.

У вступі обгрунтовується актуальність проблеми, що розглядається, сформульована мета роботи та її основні положення, наведена стисла характеристика дисертаційної роботи.

В першій главі розглядається сучасний стан проблеми динаміки роторів відцентрових насосів з урахуванням радіальних сил, які виникають в безконтактних ущільненнях проточної частини. Аналіз робіт, присвячених цьому питанню, дає можливість сформулювати такі висновки:

- слід вважати доведеним той факт, шр динамічні характеристики роторів швидкохідних відцентрових машин високого тиску в значній мірі визначаються дією гідродинамічних сил в зазорах ущільнень, які можуть як знижувати віброактивність ротора, так і викликати втрату його динамічної стійкості;

- в існуючих на цей час методиках аналітичного розрахунку параметрів ущільнень є розбіжності кількісного характеру, які пояснюються наявністю припущень, що приймаються авторами методик

при розв’язанні нелінійних рівнянь нестаціонарної течії в’язкої рідини в кільцевих каналах ущільнень;

- величина радіальних гідродинамічних сил в безконтактних ущільненнях дозволяє в ряді випадків взагалі відмовитись від традиційних несучих механічних підшипникових вузлів, поклавши іх функції на щілинні ущільнення проточної частини.

На основі проведеного аналізу стану проблеми динаміки роторів відцентрових машин сформульовані задачі дослідження.

Друга глава присвячена розрахунку гідродинамічних характеристик гладкого щілинного ущільнення. Розв'язком системи дифе-ренційних рівнянь турбулентної течії в’язкої рідини, що не стискається, в короткому щілинному ущільненні та опосередкованого за товщиною зазору рівняння нерозривності визначені закони зміни осьової швидкості і тиску в кільцевому каналі. На цій основі одержані формули для визначення проекцій радіальної сили на осі нерухомої системи координат:

( 1 )

X і + '6 і + /л ,о' X * І + 6и$ ї + т*о 'І

?у. У 1 1 1. 1 От» 1 І г р її, 1

де: Кб, Кз, 6,в,$,%,ЇЇ1ЖіА}ж- коефіцієнти гідродинамічних сил радіальної та кутової природи.

Використовуючи вираз для розподілу тиску в кільцевому зазорі, одержаний при розрахунку гідравлічних сил, були виведені формули для визначення проекцій моментів гідродинамічних сил на осі нерухомої системи координат:

о(е

+

і

і

~Лі/ о о

І

І

( 2 )

де: оЦ ~ силові коефіцієнти моментів сил ра-

діальної та кутової природи.

Одержані в роботі вирази для коефіцієнтів гідродинамічних радіальних сил в щілинному ущільненні є уточненим наближенням цих коефіцієнтів при реалізації загального підходу до визначення параметрів безконтактних ущільнень, розробленого проф. В. А. Мар-цинковським. Викладений в даній дисертації варіант харак-терізується більш строгим урахуванням такого фактору як визначення осьової швидкості у вхідному перерізі кільцевого каналу з

урахуванням місцевих опорів на вході в зазор та інерційних ефектів, зумовлених обертанням та переміщенням вала. Існуючі інші методики розрахунку параметрів безконтактних ущільнень в сукупності вищевказані явища не враховують.

Третя глава присвячена розробці математичної моделі та методики розрахунку динамічних характеристик радіально-кутових коливань самовстановлюючого в безконтактних ущільнення^ робочого колеса "безвального" насосу з урахуванням радіальних гідродинамічних сил (1) і моментів (2).

Фізична модель "безвального” насосу - це жорсткий ізотропний диск-ротор, який спирається через тонкі шари рідини на два симетричні щілинні ущільнення. На основі теорем про зміну кількості та моменту кількості руху була складена система рівнянь динаміки, що описує радіально-кутові переміщення математичної моделі "безвального" насосу (осьовими коливаннями ротора нехтуємо) :

^ тх ~ [~ст£.*. +

ту." = 27* 1 Рстї.у -Р+Бу,

J3 Я +(Jo -J>)w Мох,

Зэ'-й, -(Jo - Jв) (JL) V* = ТМу + Моу,

( з )

де:2Рх;у - сумарні гідродинамічні сили щілинних ущільнень в проекціях на осі нерухомої системи координат;

£ Мх;у - проекції сумарних моментів гідродинамічних сил в ущільненнях;

Dx;у, Mdx; у - проекції статичного і динамічного дисбалансу на осі нерухомої системи координат;

Fotb. х;у - проекції неврівноваженої радіальної сили з боку елементів проточної частини відцентрового насосу;

Р - вага ротора;

Іо, Із - осьовий і екваторіальний моменти інерції ротора.

Розглядаючи ротор в двох щілинних ущільненнях, приходимо до системи рівнянь, яка описує радіально-кутові коливання самовстановлюючого робочого колеса; Гґ . , , , м п 2 ¿u>t

. otufi+da bdJ-ШЇ l)w -¿[&4?^J)u)+(A2 ^JnbMÍ)]=ГШ-Є1 ,

7.=x.Hy., f=&4ib,

Qh =j„=/, ¿?« =a, -éj/м* CLa =(&f' &¿/m*

Q,s = (q, + fc)//f\ а* +Ґ7Ь,

f*

Qi?-(StLfSzL +$rSz)/M* Qi8=(kstLi &г)/М]

а**ф,і,у2ьу,уЖ 4

cіі-г (c/vt-dvzLz+fiiMz++StLt +$zl^2_ -+ (hLz)/J*

<dib~ (~JeiLt ipi>i feiLi+faAz +ktL< v ^L2)/J,

d« = (Jo~J, +g,Ll L\ +g1Lt +g*U)/j* _

ohs-(ctv,b І2 zflb'vt У2 ^d.vzL'ife -ftwi +fyLf+Q3.Lz+^-tii ^zL^fJ, di6 -(/VxuLt -/VtzU)/J, c(u ~(~аІчҐсІ\/г +SiLi -£iLi)/J* dis—(~+c/e^ +ks,L/~ks2.Ls)/J* o(t9~(-£iLf*£2¿2)/J* c/ici = (-c/vt 1/2+olvz/2 -cfiiLi -^QzLz^J*

M*=m+[7/„ J^Ja+muf+rVtid+mt'Li+rn^u.

Далі, застосовуючи до системи (4) методи математичної аналізу, прийняті в теорії коливань і теорії автоматичного perj лювання, аналізувались вільні та вимушені радіально-кутові колі вання симетричного робочого колеса в щілинних ущільненнях.

Були одержані вирази для критичних частот у вигляді:

/ 2К* f,r (2NeL-_U~Kd2'&L)1/l

Me- —-¿zrb ['On, /2. W /.7------7 ' ( 5 )

т+2Юхі * I 2ю*1-г1-2/7?+Ь-<-0э

де: У/е - критична частота радіальних коливань;

М/ - критична частота кутових коливань.

Після цього буж одержані вирази для амплітудної та фазове частотних характеристик.

Потім для визначення умов втрати стійкості досліджували вільні коливання ротора в ущільненнях, які визначалися розв’яг ком системи (4) без правої частини. Було одержано наближені в* рази для визначення границь динамічної стійкості:

Шу,.е^2Ше, <6)

Звідси одержуємо, що гранична за динамічною стійкісз частота обертання ротора для кутових коливань значною мірою зе лежить від геометричної форми останнього та не перевищує по; воєної власної частоти кутових коливань.

Порівняльний аналіз спільних і роздільних радіальних та кі тових коливань показав, що у випадку симетричного ротора в две однакових ущільненнях можна розглядати радіальні та кутові кол> вання як незв’язані, а границю динамічної стійкості визначати г

- и -

більш низькій граничній частоті.

У разі різних за геометричними параметрами ущільнень необхідно використовувати формули, які враховують зв’язаність коливань. При цьому розрахунок границі динамічної стійкості доцільно проводити чисельними методами за критерієм Ра-уса-Гурвіца.

В кінці третьої глави наведені залежності граничної по стійкості частоти зв’язаних коливань як функції перепаду тиску на ущільненнях при різних значеннях таких параметрів: 82 = -0,2; 0; +0,2 - параметр конусності, Э£= 0,2; 0,5; 0,8 - параметр закрутки потоку перед ущільненнями.

Показано, що зменшення закрутки потоку різко розширює область стійкості, а дифузориість ущільнень суттєво знижує граничну за стійкістю граничну частоту.

Четверта глава присвячена експериментальним дослідженням кутової гідростатичної жорсткості щілинного ущільнення і одержанню амплітудних частотних характеристик самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях ротора експериментальної установки. Одержані експериментальні дані порівнювались з теоретичними залежностями, запропонованими в другій та третій главах роботи.

Для проведення статичних та динамічних випробувань ротора в щілинних ущільненнях були сконструйовані та виготовлені дві експериментальні установки, на яких здійснювалось вимірювання коефіцієнта гідростатичної кутової жорсткості гладкого щілинного ущільнення, а також проводились динамічні випробування роторів різної геометричної конфігурації. Було одержано залежність коефіцієнта кутової жорсткості ( Кб ) від перепаду тиску на щілині

і залежність Кб від довжини щілини.

Перепад тиску на ущільненні змінювався від 0 до 1,0 МПа, довжина щілини варіювалася від 10 до ЗО мм. На. рис. 1 та рис. 2 показані результати досліду для ряду ущільнень в порівнянні з розрахунками за формулами, одержаними в даній роботі, а також за формулами, запропонованими проф. В. А. Марцинковським.

Співставлення результатів експериментальних досліджень із розрахунковими даними свідчить про припустиму для практичних потреб точність визначення кутової жорсткості гладкого щілиного ущільнення.

Залежність коефіцієнта кутової жорсткості ( Кз )

К3‘м'* и

4<о

4.0

- 12 -

від перепаду тиску ( сІР )

1 у

ф > Ф / У г/

у

Точки - експеримент, криві - розрахунок.

1 - розрахунок за

формулами (1),

2 - розрахунок за

теорією проф. В. А. Марцинковського.

Д? МПа

0,25 0,5 0,75 і,О

Рис. 1

і<5 * н

Залежність коефіцієнта кутової жорсткості ( Кб ) від довжини ущільнення ( Ь )

✓

і /

* і /У

і 1 і,мм

6,0

V

2Р

о 5 10 15 20 25 ЗО 35

Точки - експеримент, криві - розрахунок.

1 - розрахунок за формулами (1),

2 - розрахунок за теорією проф. В. А. Марцинковського.

Рис. 2

На установці для динамічних випробувань ротора в щілинних ущільненнях були одержані експериментальні амплітудні частотні характеристики для самоцентруючих роторів дискової та барабанної конфігурації. Ротори розганялися від 0 до 1150 1/с, перепад тиску на щілинах змінювався дискретно від 0,1 МПа до 0,5 МПа із кроком 0,1 МПа. Амплітуда коливань ротора під ущільненнями вимірювалась за допомогою струмовихорових датчиків переміщень, а траєкторія руху центра ротора під ущільненнями спостерігалась на екрані двопроменевого осцилографа. За експериментальними амплітудними характеристиками визначалися критичні частоти кутових та радіальних коливань, а також границя динамічної стійкості ротора в ущільненнях. Співставлення дослідних даних з розрахунковими за формулами (5) і (б) свідчить про високу ступінь спі впадання теоретичних результатів з експериментальними значеннями для роторів всіх трьох типорозмірів, які випробувалися. Експериментальна амплітудна частотна характеристика ротора в безконтактних ущільненнях приведена на рис. 3.

Співставлення розрахункової і експериментальної амплітудних частотних характеристик радіально-кутових коливань ротора ( Іо =

А

МІГМ

200

І00

24,7*е-4 kg*m^ Із = 36,1*е-4 kg*mf М = 2.85 kg) в ущільненнях.

СІх-60мм, п£=20мм, П0^25мм,Ар=^2 МПа 'Ччі. 4

yf / / X, ^ ,

//

. CJ,Cf

0 200 Z00 400 500 600 700 <300 ІООО

1 - експериментальна крива,

2 - розрахункова АЧХ кутових коливань,

3 - розрахункова АЧХ радіальних коливань,

4 - границя динамічної стійкості радіальних коливань.

Рис. З

Аналіз експериментальних амплітудних частотних характеристик дозволяє сформулювати такі висновки:

- в діапазоні частот обертання від 0 до \Іе ротор здійснює радіальні коливання відносно статичної рівноваги, при цьомз максимального значення амплітуда коливань досягає на критичнії частоті, яка практично співпадає з частотою власних радіальню коливань ротора в ущільненнях;

- за критичною частотою радіальних коливань їх амплітудо трохи знижується і починається перебудова радіальних коливань і кутові, тобто зона від №е до М/ заповнена змішаними радіально- кутовими коливаннями; при подальшому рості частоти обертань спостерігається чітка перебудова радіальних коливань в кутові;

- резонансний пік кутових коливань за амплітудою значно перевищує пік радіальних коливань, критична частота кутових коливань близька до розрахункової власної частоти тільки для ротора, у якого відношення Іо/Із близьке до одиниці; для роторів дискової конфігурації слід чекати підвищення кутових критична частот,а для роторів ’’барабанного" типу - зниження критичню частот;

- за критичною кутовою частотою при подальшому збільшенні частоти обертання відбувається зменшення амплітуди кутових коливань, тобто відбувається самоцентровка ротора;

- ротор губить динамічну стійкість і зривається в автоколи-вання або на частоті, близькій до 2*Уе або ще раніше, на частоті ^гр. При цьому в результаті обкатки ротора по статорню оболонкам ущільнень нормальна робота експериментальної установкі припинялась.

В результаті проведених експериментальних досліджень динаміки самовстановлюючого у щілинних ущільненнях ротора одержане дослідне підтвердження про реальну самоцентровку ротора в усьомз діапазоні частот обертання від 0 1/с до частоти, що відповідає втраті ротором динамічної стійкості, при цьому найбільш сприятливим, з точки зору мінімуму амплітуди коливань, слід вважаті діапазон частот до критичної частоти радіальних коливань, ■< несприятливою - зону поблизу критичної частоти кутових коливань. Співставлення розрахункової і експериментальної амплітудних частотних характеристик (рис. 3) свідчить про задовільш кількісне та якісне співпадання останніх та припустимість запропонованої в главі 3 даної дисертаційної роботи методики розра-

хунку динамічних параметрів самовстановлюючого ротора, яка базується на динамічному аналізі розробленої динамічної моделі симетричного ротора в безконтактних ущільненнях-опорах.

У п'ятій главі описано методику розрахунку і проектування опорно-ущільнюючих вузлів "безвального" насосу з симетричним ротором.

Запропонована методика базується на комплексному'статичному і динамічному розрахунках безконтактних ущільнень-опор з урахуванням радіальної сили з боку відведення. В цілому розрахункова модель "безвального” насосу подається у вигляді набору систем рівнянь, які описують рух робочого колеса в середині корпусних елементів проточної частини, якими визначаються усі зовнішні сили і моменти, що діють на робоче колесо. Основу цього набору становлять рівняння (4), які визначають положення статичної рівноваги для симетричного робочого колеса "безвального" насосу з горизонтальною віссю обертання та описують динаміку колеса під збурюючим впливом. Зовнішні сили і моменти визначаються виразами для радіальних гідродинамічних сил (1) і моментів (2) в зазорах щілинних ущільнень-опор, а також виразами для радіальної сили з боку відведення та осьових сил, що діють на робоче колесо з боку бічних пазух проточної частини. Для визначення гідродинамічних радіальних та осьових сил використовуються величини тисків, одержані на основі статичного розрахунку бічних трактів проточної частини моделі "безвального” насосу з симетричним робочим колесом. Всі вищеперелічені вирази становлять замкнену систему диференційних рівнянь, розв'язком якої є лінійні та кутові переміщення робочого колеса насосу. При цьому розв’язок загальної системи подається у вигляді суперпозиції розв'язків відповідних рівнянь статики, які визначають радіальне та осьове положення центра робочого колеса, та рівнянь динаміки, які визначають амплітуди вимушених коливань і границі динамічної стійкості колеса в щілинних ущільненнях.

Запропонована методика розрахунку опорно-ущільнюючих вузлів "безвального" насосу з симетричним ротором включає такі етапи:

- оціночний розрахунок зовнішніх силових навантажень на ротор за заданими початковими геометричними та енергетичними параметрами проектованого насосу;

- комплексний статичний розрахунок геометричних параметрів щілинних ущільнень-опор і камер авторозвантаження осьових сил;

- перевірочний розрахунок динаміки робочого колеса в спроектованих ущільненнях-опорах.

Розроблена методика розрахунку опорно-ущільнюючих вузлів "безвального" насосу реалізована у вигляді обчислювальної програми на мові "Паскаль" для ІВМ-сумісних персональних комп’ ютерів.

В шостій главі наведено опис стенду для проведення енергетичних випробувань "безвальних" конструкцій насосів з симетричним і консольним роторами. За методикою розрахунку, наведеною в главі 5 даної роботи, було спроектовано експериментальний зразок "безвального" насосу на основі відцентрового насосу К-25/32. Проведені дослідження роботи модернізованого агрегату у складі стенда дають можливість стверджувати:

- режими пуску/зупинки насосу протікають плавно без руйнівних наслідків для оболонок ущільнюючих вузлів;

- амплітуди радіальних коливань ротора в зоні ±20% від оптимальної подачі близькі до розрахункових;

- пристрої розвантаження осьових сил повністю врівноважують робоче колесо на всіх режимах роботи, при цьому амплітуда осьових коливань визначається практично лише величиною торцевого биття ротору;

- радіальна сила з боку спірального відводу суттєво звужує діапазон подач, при яких досягається безконтактний режим роботи колеса в ущільненнях-опорах; для розширення допустимого діапазону подач необхідні конструктивні міри, які ведуть до зменшення радіальної сили (наприклад, двозахідні спіралі або направляючий апарат);

- напорна характеристика модернізованого агрегату в діапазоні ± 20% 0 опт. практично не відрізняється від напорної характеристики базового насосу;

- в ібро-акустичні показники насосного агрегату в основному визначаються роботою електродвигуна.

На стенді було проведено випробування трьох конструкцій "безвальних" насосів: К-160/45, К-25/32, Д-200/95. Всі три

конструкції показали принципову дієздатність на різних режимах роботи. Дані конструкції захищені патентами України. Найбільш надійною зарекомендувала себе схема "безвального" насосу з симетричним ротором та двобічним авторозвантаженням осьових сил (насос К-25/32"М"). Виконання відцентрових машин по "безвольній"

конструктивній схемі найбільш доцільне для високонапорних одноступінчатих насосів з п$= 40... 80, частотою обертання не менше 3000 об/хв. Переваги такого типу насосів полягають у тому, що: .

- зменшуються масо-габаритиі показники за рахунок ліквідації виносних підшипникових опор;

- досягається повне розвантаження осьових сил та само врівноваження на всіх режимах роботи;

- поліпшуються в ібро-акустичні показники агрегата;

- спрощується технічне обслуговування, зокрема, знижуються вимоги до центровки насосу та електродвигуна.

Основні результати роботи і висновки.

1. Дослідні дані щодо вимірювання коефіцієнта кутової гідростатичної жорсткості гладкого щілинного ущільнення добре співпадають з розрахунковими формулами, одержаними аналітичним шляхом.

2. Запропонована математична модель самовстановлюючого в безконтактних ущільненнях ротора відцентрової машини дозволяє проводити розрахунок динамічних характеристик ротора з достатньою для практичних потреб точністю, що підтверджується експериментальними дослідженнями амплітудних частотних характеристик різних типів роторів на спеціальній дослідній установці для динамічних випробувань.

3. Розроблена на основі статичного та динамічного аналізу математичної моделі самовстановлюючого в ущільненнях ротора методика розрахунку опорно-ущільнювальних вузлів та пристроїв ав-торозвантаження осьових сил дозволяє проектувати відцентрові насоси за "безвальною" конструктивною схемою.

4. На основі теоретичних та експериментальних досліджень динаміки самовстановлюючого ротора розроблені та захищені патентами України три конструкції "безвальних" насосів з симетричним та консольним роторами; їх принципова дієздатність достовірно встановлена автором на експериментальному стенді.

5. Розроблена методика розрахунку опорно-ущільнюючих вузлів ротора "безвального" насосу реалізована у вигляді обчислювальної програми. Спроектований за даною методикою "безвальний" відцентровий насос (на базі насосу К-25/32) успішно пройшов ресурсні

випробування в умовах промислової експлуатації.

6. Переваги "безвальних" відцентрових насосів у порівнянні

з аналогічними відцентровими насосами традиційної конструкції полягають у тому, що:

1) знижуються витрати при виробництві насосу за рахунок:

- виключення зовнішніх підшипникових опор та системи їх змащення,

- спрощення складання та центровки агрегату,

- зменшення масо-габаритних параметрів агрегату та його матер і адом і ст кост і;

2) знижуються витрати в період експлуатації насоса за рахунок:

- збільшення періоду роботи між плановими ремонтами,

-значного спрощення ремонту та технічного обслуговування,

- значного поліпшення в ібро-акустичних параметрів насосного агрегата.

Дієздатність та переваги "безвальної" конструкції підтверджені експлуатацією реального насосу К-25/32"М" у промислових умовах на підприємстві "Сумиводоканал".

Список опублікованих наукових праць.

1. Горовой С. А. Гидродинамические характеристики кольцевых

каналов // Труды 7-ой научно-технической конференции "Герметичность и вибронадежность насосов и компрессоров" - Сумы: Гермо-

техника ЛТД, 1993 - с. 167-175.

2. Горовой С. А. Особенности проектирования "безвальных” насосов // Тезисы докладов научно-технической конференции преподавателей, сотрудников и студентов СумГУ - Сумы, 1995.

3. Горовой С. А. Исследование динамических характеристик рабочих колес "безвальных" насосов //Тезисы докладов науч. -тех. конф. преподавателей, сотрудников и студентов СумГУ - Сумы,1995.

4. Патент України N 3940 від 15. 07. 94. Відцентровий насос.

/ Ьіарцинковський В. А. , Горовий С. О. та ін. /

5. Патент України N 3941 від 15. 07. 94. Відцентровий насос.

/ Горовий С. О. , Марцинковський КА. та ін. /

6. Патент України N 4544 від 15.09.94. Відцентровий насос.

/ Горовий С. О. , Марцинковський КА. та ін. /

- 19 -Анотац1я.

Горовой Сергей Александрович. Разработка и исследование конструкций "безвальных" центробежных насосов.

Диссертация в виде рукописи на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05. 04.13 - "Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты", Сумский государственный университет, Сумы, 1995 г. .

Защищается методика расчета опорно-уплотнительных узлов центробежного насоса "безвальной" конструкции и новые конструктивные схемы таких насосов. Выполнен анализ радиально-угловых колебаний и получены аналитические зависимости для расчета динамических характеристик ротора в щелевых уплотнениях. Показано, что при соответствующих геометрических параметрах щелевые уплотнения способны порождать гидродинамические силы, которые обеспечивают бесконтактный режим работы ротора насоса, совершающего в уплотнениях радиально-угловые колебания. Разработаны конструктивные схемы центробежных насосов с совмещенными опорно-уплотнительными узлами. Проверена работоспособность агрегатов в реальных условиях эксплуатации.

SuBmary

Gorovoy Sergey A. Working out and research of constructions of "shaftless" centrifugal pumps.

Dissertation allowes on seeking a scientific grade of candidate of technical science on speciality 05.04.13 -

hydromachinery and hydropnevmoumts, Sumy State University, Sumy, 1995.

Defenses the methods of calculation of bearing-seal groups, of centrifugal pumps "shaftlees" constraction, and new constructive scheme of such pumps. Carried out analysis of radial-angular oscillations and analytical dependence for calculate of dynamical characteristics of rotor in slotted seals. Shows that according with geometrical paraineteres gap seal are able to produce hydrodynamics forces which garantee non-contact conditions of pump rotor’s work.

Worked out constructive scheme of centrifugal pumps with combined bearing-seal groups. Inspected capicity for work of

- 20 -

pump umts in real conditions of exploitation.

Ключові слова: щілинне ущільнення валу, самовстановлюючий в безконтактних ущільненнях ротор, відцентровий насос із сумісними опорно-ущільнюючими вузлами, гідродинамічні сили.

Підписано до друку 3.11.1995р. Формат 50 х 84 1/16 Обсяг 1.0 друк. арк. Тираж 100 екз.

Надруковано в Сумському державному університеті м. Суми, вул. Римського-Корсакова, 2