С ростом параметров и частоты вращения питательных насосов условия работы разгрузочного устройства изменяются и прежние рекомендации, основанные на опыте создания насосов более низких параметров, становятся не всегда обоснованными. Это вызывает неточности в расчетах и создает определенные трудности в освоении питательных насосов на электростанциях. С целью повышения их надежности возникла необходимость более обоснованного подхода к расчету осевой силы ротора .

Осевая сила на центробежном колесе возникает из-за того, что площадь покрывного диска , как правило, приходится делать меньшей, чем основного диска.

Рисунок 1.1 - Распределение давления на боковых поверхностях колеса

В результате на колесо действует неуравновешенная сила, направленная в сторону входной воронки. Величина этой силы пропорциональна напору, развиваемому колесом, и разности площадей основного и покрывного дисков и зависит от целого ряда факторов, что приводит к изменению ее значения на различных рабочих режимах. При выборе УУ необходимо обеспечивать уравновешивание осевой силы на всем диапазоне ее изменения.[2,6]

Осевую силу ротора насосов необходимо определять с учетом расхода жидкости через уплотнения рабочих колес и начальной окружной скорости потока. Для расчета осевой силы ротора дается приближенный метод, проверенный в стендовых и промышленных условиях; расхождение до 10% при работе насоса на котел. Осевая сила ротора при учете указанных факторов увеличивается на 20--50% в зависимости от размеров уплотнений и начальной окружной скорости потока на входе в боковые камеры рабочих колес.

Эта методика позволяет рассчитать осевые силы ротора при различных подаче и частоте вращения насоса, а также при различных величине утечки и начальной окружной скорости потока [2,4].

Осевая сила ротора изменяется значительнее при изменении начальной окружной скорости потока, например, за счет гидравлических потерь колеса, чем при учете влияния вращения ротора на величину утечки через уплотнения.

Наличие протечки жидкости в передней боковой камере с высокой начальной окружной скоростью приводит к увеличению окружной скорости потока по сравнению с задней камерой и к понижению давления по радиусу. Это обусловливает дополнительный рост осевой силы ротора при увеличении протечек жидкости через уплотнения колеса [4].

Отношение потенциального напора рабочего колеса к напору ступени возрастает с увеличением подачи насоса при работе на котел, что вызывает увеличение относительной осевой силы ротора.

Осевая сила ротора питательных насосов в промышленных условиях обычно определяется по значениям давлений в камерах до и после разгрузочного диска и расходу жидкости гидропяты.

В отдельных случаях в турбонасосных агрегатов возникает проблема уравновешивания осевой силы, направленной в сторону нагнетания, т.е. отрицательной осевой силы,величина которой зависит от конкретной конструкции машины. В этом случае величина осевой силы задается как на номинальном режиме, так и на границах ее изменения. [2]

1.2 Методы устранения осевой неуравновешенности

Для многоступенчатых насосов используется симметричное расположение колес ,что сопряжено с увеличением габаритов и потерь энергии в переводных каналах. В высоконапорных машинах такой способ уравновешивания применять нецелесообразно. Вообще, любые способы уменьшения осевой силы, как и любые способы ее уравновешивания, требует определенных конструктивных усложнений и затрат мощности, поэтому в каждом конкретном случае для выбора оптимального решения необходимо тщательно анализировать различные варианты конструкций уравновешивающих устройств центробежных насосов и компрессоров с точки зрения как эффективности уравновешивания роторной системы, так и энергоемкости машины [4,5].

В насосах для восприятия осевого усилия ротора устанавливаются разгрузочные устройства. В основном используют устройства трёх типов: с постоянной грузоподъемностью, не зависящей от перемещения ротора, -- разгрузочные поршни (думмисы), которые в случае выполнения их в единой конструкции с рабочим колесом образуют так называемые разгрузочные полости, и переменной грузоподъемностью, зависящей от осевого сдвига ротора, -- гидропяты (автоматические разгрузочные устройства) и осевые подшипники.[5,6]

Разгрузочный поршень представляет собой часть ротора, разделяющую полость высокого давления, обычно соединенную с отводом насоса, и полость низкого давления, связанную со входом в насос. В случае выполнения его в единой конструкции с рабочим колесом полостью высокого давления является проточная часть колеса, а разгрузочная полость (низкого давления) соединяется с входом насоса отверстиями в роторе или перепускными трубопроводами с подводом насоса. Характерной особенностью разгрузочного поршня является уплотнение его цилиндрической наружной поверхности, не меняющее характеристику при осевых сдвигах ротора, и большое отношение гидравлического сопротивления этого уплотнения, даже в неблагоприятных условиях эксплуатации, к гидравлическим сопротивлениям трактов, соединяющих полости высокого и низкого давлений с соответствующими полостями насоса [5].

Рисунок 1.2- Устройства с разгрузочным поршнем

Также думмисы делают цилиндрическими, ступенчатыми и с коническими участками. Поскольку в процессе работы насоса осевая сила, действующая на ротор, может изменяться в широких пределах, разгрузочные поршни приходится дополнять упорными подшипниками на сравнительно большие остаточные осевые нагрузки. Для крупных насосов это, как правило, двусторонние упорные подшипники с самоустанавливающимися колодками, представляющие собой сложные и дорогостоящие узлы.[5]

Конические думмисы оказались эффективными в центробежнах компрессорах на высокие давления, где обычные упорные подшипники недостаточно надежны. Стендовыми исследованиями установлено, что конические поршни являются наиболее экономичными, однако в эксплуатации их обнаружены осевые автоколебания роторов .

Поршни ступенчатой формы применяют в питательных насосах крупных блоков ТЭС. Кольцевая цилиндрическая щель с лабиринтной или винтовой нарезкой дополнена торцовым дросселем. Главный недостаток уравновешивавших устройств с разгрузочными коническими и ступенчатыми поршнями заключается в том, что они обеспечивают автоматическое регулирование осевой силы в узких пределах. Их статические характеристики нестабильны. Высокочастотные изменения проводимостей соответствующих участков уплотнений приводят к значительным пульсациям давления в разгрузочных полостях и могут вызвать осевые самовозбуждающиеся колебания роторов. Кроме того, разгрузочные поршни обладают сравнительно большими протечками.[5,7]

В настоящее время для крупных высоконапорных многоступенчатых насосов самым эффективным способом уравновешивания осевых сил является использование автоматических уравновешивающих устройств - гидропят.

1.3 Принцип работы уравновешивающего устройства - гидропяты

Данное разгрузочное устройство представляет собой систему автоматического регулирования, для которой осевое положение ротора (координата x) - регулируемая величина, осевая сила на рабочем колесе - Т и давления Р1 и Р3 - внешние воздействия, а ротор - объект регулирования. Основными элементами системы являются разгрузочный диск 5, цилиндрическая щель 1 с постоянным гидравлическим сопротивлением и торцовая щель 3, сопротивление которой изменяется в результате изменения зазора h2 вследствие осевых смещений ротора [3,4].

Рисунок 1.3 - Схема автоматического уравновешивающего устройства-гидропяты

При возрастании осевого усилия диск вместе с ротором как одно целое сдвигается влево. При этом зазор торцовый щели уменьшается, что приводит к увеличению давления в рабочей полости гидропяты . При этом возрастает уравновешивающая отжимающая сила F. Таким образом, происходит автоматическая разгрузка упорного подшипника. Равновесные состояния гидропяты реализуются при малых зазорах, что обеспечивает работу устройства в условиях смазываемого рабочей жидкостью упорного подшипника, а также выполнение функций бесконтактного торцового уплотнения.[4]

Полный перепад давления на пяте представляет разность между давлением нагнетания р1 и давлением в камере за гидропятой. Чаще всего эта камера соединена с входным патрубком насоса, тогда р3 - давление на входе. Часть общего перепада давления дросселируется на торцовом дросселе 3, проводимость которого зависит от ширины зазора h2, т. е. осевого положения ротора. Если под действием избыточной осевой силы ротор смещается влево, то зазор h2 уменьшается, а давление р2 увеличивается, восстанавливая равенство силы Т, действующей на ротор, и уравновешивающей силы F, действующей на разгрузочный диск. Таким образом, гидропята автоматически поддерживает осевое равновесие ротора: . Зависимость силы F от торцового зазора представляет статическую характеристику.[4]

В предельном случае, когда торцовый зазор равен нулю и протечек нет, давление р2 в камере достигает наибольшего значения и равно давлению перед цилиндрической щелью и на разгрузочный диск действует максимальная осевая сила F. В другом крайнем случае, когда торцовый зазор велик, почти весь перепад давления дросселируется на цилиндрической щели, и давление в камере падает до р2 - р3. При этом осевая сила уменьшается до нуля.

Надежная работа разгрузочного устройства насоса обеспечивается при равновесии сил ротора и диска и отсутствии колебательных процессов с возрастающей амплитудой.

Во всех режимах насоса торцевой зазор и перепад давлений гидропяты должны учитывать возможные изменения осевых сил ротора и разгрузочного диска, их прогибов и величины напора насоса.[3,4]

Разгрузочное устройство должно выполнять заданные функции в течение определенного промежутка времени при наличии профилактических ремонтов. К разгрузочным устройствам насосов предъявляются следующие требования:

- уравновешивание осевых сил ротора во всех режимах насоса (работа под нагрузкой, пуск и останов);

- торцевой зазор гидропяты выше минимально допустимого, а перепад давлений на нагрузочном диске меньше общего

-минимальный зазор смазочного слоя гидродинамического подшипника соответствует условию обеспечения жидкостного трения;

- разгрузочное устройство обеспечивает эксплуатацию насоса не менее 15000 ч без замены с помощью профилактических ремонтов;

- затраты трения в разгрузочном устройстве не превышают затраты мощности, связанные с расходом жидкости.[4]

1.4 Причины повреждения гидропят и методы их устранения

Для обеспечения надежной работы гидропят питательных насосов необходимо выполнение следующих условий:

- правильный выбор размеров поверхности разгрузочного диска и величины торцевого зазора;

- выполнение размеров и допусков при изготовлении и ремонте деталей гидропяты;

- высокое качество сборки и надежное крепление деталей устройства;

- соблюдение правил эксплуатации, особенно при пусках и переходах с насоса на насос;

- исключение попадания грата, окалины и кусков защитной сетки;

- целесообразно ввести в конструкцию гидропяты датчик температуры, установив его в износостойкое кольцо подпятника , для прогнозирования выхода из строя гидропяты.[4]

Первое условие. Площадь рабочей поверхности разгрузочного диска выбирается таким образом, чтобы осевая сила ротора на всех режимах работы насоса уравновешивалась силой разгрузочного диска благодаря перепаду давлений. Поэтому с целью улучшения работы гидропяты увеличиваются наружный и внутренний радиусы диска. Иногда вводится предварительная конфузорность торцевой щели за счет конусности торца разгрузочного диска. Кроме изменения размеров разгрузочного диска увеличивают диаметр задней концевой втулки (на 5 мм) по сравнению с передней. В этом случае предотвращаются задевания рабочих поверхностей при пуске насоса и срыве подачи за счет давления уплотняющего конденсата на дополнительную площадь втулок вала [4,5].

Следует отметить, что в практике эксплуатации наблюдались размывы секций внутреннего корпуса или по сварке, или по разъему (при недостатках изготовления и сборки насоса), что приводило к увеличению осевой силы ротора и снижению давления. При наличии запаса по уравновешивающей силе происходит уменьшение расхода воды через гидропяту, при этом, несмотря на уменьшение торцевого зазора, гидропята работает удовлетворительно. В случае отсутствия отмеченного запаса возникновение размывов разъемов секций внутреннего корпуса ухудшает условия работы гидропяты и в совокупности с другими факторами (например, размыв рабочих поверхностей разгрузочного диска при росте перепад давлений) приводит к задеваниям и аварийному механическому износу торцов. Итак, выбор площади разгрузочного диска с требуемым запасом по уравновешивающей силе обеспечивает удовлетворительную работу гидропяты и в рассмотренном случае.[4]

Второе условие, в значительной мере определяющее надежность работы гидропяты, -- строгое соблюдение указанных в чертежах допусков при изготовлении и ремонте деталей устройства. Например, гидропята насоса повреждалась вследствие того, что при ремонте устанавливались запасные детали, изготовленные с нарушением допусков. В другом случае причиной тяжелого повреждения явилось отсутствие радиусных переходов шпоночного паза разгрузочного диска вследствие неточного изготовления .Наблюдались повреждения гидропяты при неравномерной затяжке болтов дожимного фланца пяты. В связи с этим в технологи сборки питательных насосов требуется включать операции проверки по краске параллельности торцов неподвижной пяты и разгрузочного диска после окончательной затяжки напорной крышки насоса и болтов прижимного фланца [5].

Для предотвращения повреждений нередко увеличивают расход жидкости за счет кольцевого зазора. Однако даже при увеличении расхода в несколько раз торцевой зазор остается около 0,2--0,25 мм, поэтому вероятность повреждений не уменьшается.

В практике наблюдаются размывы рабочих поверхностей диска и неподвижной пяты вследствие больших перепадов давлений и радиальных скоростей жидкости. Разрушению указанных поверхностей способствуют радиальные следы, прочерчиваемые твердыми частицами, и микротрещины, вызванные недостатками термообработки. Иногда их износ обусловливается сработкой или проточкой закаливаемого слоя.

Выполнение вышеприведенных условий уменьшает вероятность размыва торцевых поверхностей гидропят.[5]

Исследования показали, что интенсивность эрозионного износа существенно снижается при уменьшении скорости жидкости в щели. Это также достигается проведением через каждый год (из опыта эксплуатации) профилактических осмотров гидропят и их притиркой в случае наличия радиальных рисок.

Третье условие -- надежное крепление деталей гидропяты. Конструктивные недостатки крепления деталей гидропяты являются причинами повреждений разгрузочных устройств. Гидропяты повреждались вследствие самоотвинчивания крепежной гайки перед диском. После изменения направления резьбы и замены материала гайки (сталь вместо бронзы) повреждения не повторялись [5,6].

Четвертое условие -- соблюдение правил технической эксплуатации. Одной из причин повреждений гидропяты и проточной части насосов является вскипание жидкости из-за возникновения кавитации на их входе. Это обычно происходит при пусках и переходах с насоса на насос и в большинстве случаев бывает следствием ошибочных действий эксплуатационного персонала. Наиболее серьезные повреждения насоса и гидропяты наблюдаются при пуске насоса, если не открывается клапан рециркуляции или резко снижается уровень жидкости в деаэраторе.

Одним из факторов, отрицательно влияющих как на долговечность уплотнений, так и гидропяты питательного насоса (на который следует обратить внимание при эксплуатации), является возникновение разностей температур между верхней и нижней частями корпуса. Это приводит к деформации корпуса и в некоторых случаях к повышенному износу рабочих торцов и кольцевых втулок гидропяты и уплотнений при пуске насоса [5].

Для снижения разности температуры до 15--20°С в эксплуатации используются различные схемы прогрева. Наиболее эффективной из них является схема прогрева насоса через дренаж нижней части наружного корпуса. Недостатками указанной схемы предпускового прогрева насоса через дренаж нижней части корпуса являются медленное снижение остаточных разностей температур (20°С) по наружному корпусу после пуска недостаточно прогретого насоса и возникновение разностей температур после пуска холодного насоса из-за отсутствия циркуляции жидкости в межкорпусном пространстве.[4,5]

Пятое условие--защита от попадания окалины, грата и кусков защитной сетки в щели гпдропяты и уплотнения насоса; последнее приводит к повреждению .Часто твердые частицы вызывают кольцевые натиры и риски на рабочих поверхностях. Проточка небольших кольцевых канавок не всегда целесообразна, так как это приводит к уменьшению закаливаемого слоя.

Некоторая часть повреждений насоса происходит вследствие заклинивания твердых частиц в дросселирующих кольцевых щелях гндропяты. Обычно при правильно выбранных размерах разгрузочного диска мелкий сварочный грат при попадании в торцевую щель или истирается, или проталкивается по направлению движения жидкости, оставляя натиры па поверхности. Опасным является попадание крупных частиц в кольцевую щель. Поэтому для исключения попадания грата в щели разгрузочного устройства обычно устанавливают сетки с ячейками 0,4--0,5 мм и проводят ежегодный контроль за их сохранностью [5,6].

Анализ данных о повреждениях разгрузочных устройств. Количество повреждений гидропяты питательных насосов зависит от выполнения вышеприведенных условий. Анализ опыта эксплуатации показал, что доля повреждений гидропят питательных насосов в среднем составляет 2--8% общего числа повреждений насоса. В некоторых случаях эта величина возрастает из-за ошибок проектирования, изготовления и эксплуатации.

Итак, если наблюдается повышенное количество повреждений гидропяты, несмотря на повышения качества изготовления, с целью улучшения работы требуется увеличение размеров разгрузочного диска, а в некоторых случаях увеличение диаметра втулки заднего концевого уплотнения по сравнению с передней.[4,5]

1.5 Конструкции гидропят и способы улучшения их работы

Для улучшения работы гидропяты рекомендуются следующие способы:

- повышение сопротивления дросселирующих кольцевой и торцевой щелей при помощи ступенчатых втулок и кольцевых канавок;

- устранение соприкосновения торцевых рабочих поверхностей гидропяты путем применения сферических поверхностей;

- повышение уравновешивающей силы рабочей торцевой поверхности;

- объединение линий гидропяты и рециркуляции;

- применение дополнительных уравновешивающих устройств;

-замена гидропяты комбинированным разгрузочным устройством.

Повышение сопротивления дросселирующих щелей гидропяты. С целью повышения экономичности насоса снижают расход жидкости через гидропяту путем уменьшения кольцевого и торцевого зазоров.

В кольцевой щели применяют ступенчатые втулки, которые уменьшают расход и повышают уравновешивающую силу разгрузочного диска. Обычно выполняются две ступени, разница между радиусами которых составляет 2,5 мм.

Ступенчатые кольцевые втулки согласно примеру расчета позволяют уменьшить расход жидкости на 4% и перепад давлений на диске на 8% по сравнению с прямыми втулками при одинаковых торцевых зазорах.[3,4]

Для повышения сопротивления кольцевой щели протачивают кольцевые и спиральные канавки , которые в основном выполняются на насосах при частоте вращения ротора до 3000 об/мин, Кольцевые канавки применяются и в торцевой щели в тех же рабочих условиях. Они протачиваются на неподвижном зеркале пяты. Расход жидкости через гидропяту уменьшается примерно на 16-- 20% при наличии кольцевых канавок в щели.

Рисунок 1.4 - Гидравлическая пята с дросселирующими ступенчатыми втулками:

а -- прямые втулки с кольцевыми канавками (/, //);

б -- ступенчатые кольцевые втулки,

в,г -- дополнительная кольцевая щель на выходе и входе торцевой

Применение добавочного сопротивления на выходе торцевой щели приводит к увеличению торцевого зазора на 15% при соотношении длин щелей дополнительной и основной и неизменных размерах последней В случае повышения сопротивления основной кольцевой щели расход уменьшается примерно на ту же величину [4].

Конструкция гидропяты с гидравлическими уравновешенными износостойкими вкладышами. Конструкция гидропяты с износостойкими вкладышами более прогрессивна по сравнению с традиционной, однако также не лишена недостатков, основным из которых является повышенная чувствительность к качеству изготовления, как самых вкладышей, так и сопрягаемых с ними деталей. Значительно уменьшить деформации износостойких колец гидропяты , обеспечив при этом минимально возможные искажения формы торцового зазора, можно за счет гидравлического уравновешивания вкладышей в обоймах. Для этого необходимо установить резиновые уплотнительные кольца с тыльной стороны вкладышей .На форму торцового зазора уже не оказывает влияние деформация опорного диска и напорной крышки насоса, так как вкладыши не связаны жестко с сопрягаемыми и их деформации на вкладыши уже не передаются , появляется возможность самоустановки вкладышей при работе машины.[9,10]

Применяя гидравлическую разгрузку износостойких колец , мы получаем еще одно преимущество , а именно снимаем с торцовой щели функцию создания несущей способности , перекладывая ее полностью на диск гидропяты и оставляем за торцовым дросселем только регулирование давления в разгрузочной камере. Таким образом гидропята становится менее чувствительной к деформациям , нарушающим плоскостность торцового зазора, так как деформации уже не приводят к уменьшению несущей способности и торцового зазора , т.е. гидропята становится существенно надежнее[9,10].

Гидравлическое уравновешивание вкладышей также позволяет отказаться от жестких требований к точности и качеству обработки опорной поверхности .

Уменьшение рабочего зазора в гидропяте при обеспечении требуемой надежности позволит существенно уменьшить величину утечки через гидропяту, тем самым, обеспечить больший КПД насоса.

Применение сферических поверхностей. Для устранения соприкосновения по кромке рабочих торцевых поверхностей гидропяты при прогибах ротора и корпуса насоса предлагается выполнять их сферическими по радиусу[4,5].

а) б)

Рисунок 1.5 - Усовершенствованные конструкции гидропяты с упруго установленными вкладышами:

а) с упруго опертым кольцом, установленным на диске гидропяты;

б) с упруго опертым кольцом, установленным в корпусе гидропяты

Рисунок 1.6 - Гидропята со сферическими рабочими поверхностями

а)сферические рабочие поверхности б) сферические опорные поверхности

В такой конструкции возможно задевание сферических торцов при неточностях сборки и изготовления. Этот недостаток устраняется самоустанавливающейся гидропятой со сферической опорной поверхностью. Диск и неподвижная пята выполняются из двух частей, одна из которых 2 подвижная и опирается на другую 1 по сферической поверхности. Равномерность зазора обеспечивается за счет действия на подвижные детали гидродинамического момента благодаря эпюре давления. Уплотнение между обеими частями (1,2) достигается уплотнительным шнуром 4 и давлением воды. Первоначальное их прижатие и установка производятся при помощи пружин 5, а для исключения поворота подвижных элементов по окружности устанавливаются ограничительные штифты 3. Недостатком самоустанавливающейся пяты является наличие диска, состоящего из двух деталей, что создает трудность в их уплотнении. Поэтому наиболее целесообразно применение этой пяты при небольших перепадах давлений.[3]

Повышение уравновешивающей силы рабочей торцевой поверхности. Для уравновешивания рабочая поверхность разгрузочного диска используется недостаточно эффективно в связи с падением давления в торцевой щели с малым зазором 0,07-- 0,17 мм. Если эффективность использования диска принять равной 100%, то эффективность указанной поверхности составит 15--35% в зависимости от формы торцевого зазора, 15% при наличии диффузорности торцевой щели и 35% для случая параллельных поверхностей [4].

Для повышения уравновешивающей силы рабочего торца разгрузочного диска применяются следующие мероприятия. При наличии концентрических канавок на торце неподвижной пяты их камеры соединяют дополнительными каналами с камерой перед диском.

Рисунок 1.7 - Разгрузочное устройство насоса с линией рециркуляции

В насосах с прогибами разгрузочного диска компенсируют диффузорность около 0,05 мм за счет предварительной конфузорности щели. Применяются упомянутые выше ступенчатые кольцевые втулки или некоторое увеличение радиуса аналогично разгрузочному поршню, так как большая часть напора насоса воздействует на поверхность между радиусами [4].

Объединение линий гидропяты и рециркуляции. При работе насоса на малых подачах с открытым клапаном 2 линии рециркуляции можно увеличить торцевой зазор. Это достигается , если каналом 3 объединяются линия рециркуляции 1, 2 и камера гидропяты 4, 5. Такое разгрузочное устройство автоматически обеспечивает увеличение торцевого зазора на малых подачах и снижает перепад давлений на клапане рециркуляции в момент открытия. Для увеличения зазора при пусках насоса используется жидкость из линии рециркуляции, напор которой частично дросселируется в торцевой щели гидрояты.[4]

Применение дополнительных уравновешивающих устройств. Для предотвращения износа рабочих торцов гидроляты во время пуска насоса выполняются рубашки ротора с разными диаметрами на участке концевых уплотнений. За счет разности диаметров рубашек и давления уплотняющего конденсата исключаются касания торцевых поверхностей в указанном режиме. У такого ротора диаметр задней рубашки больше на 5 мм диаметра передней.

В некоторых случаях для устранения касаний в гидропяте при пуске насоса дополнительно устанавливается механический подшипник на 8000 Н. Для повышения надежности питательных насосов энергоблоков 600 МВт иногда используют гидродинамический подшипник типа Митчела, который может воспринять силу ротора в случае повреждения гидропяты [3,4].

Комбинированные разгрузочные устройства. Вместо гидропяты выполняют комбинированное разгрузочное устройство . Осевая сила ротора уравновешивается разгрузочными поршнем и диском, а остаточная величина воспринимается гидродинамическим подшипником. Недостатки конструкции связаны с трудностями согласования совместной работы дисков гидропяты и гидродинамического подшипника .

С учетом отмеченных недостатков на некоторых насосах устанавливается разгрузочный поршень. Основная часть осевой силы ротора воспринимается разгрузочным поршнем, а другая часть уравновешивается гидродинамическим подшипником [2,5].

Тенденции насосостроения по разгрузочным устройствам. Как уже упоминалось, к надежности питательных насосов при отсутствии резерва должны предъявляться повышенные требования, чтобы исключить вынужденные простои или снижение нагрузки блока. С учетом этого обстоятельства с целью исключения осевых задеваний при работе насоса на вало-повороте и срыве подачи перешли от схемы уравновешивания осевых сил ротора с помощью гидропяты к разгрузочному поршню и комбинированной схеме двух предыдущих конструкций. Для обоснования этого решения использовались статистические данные, анализ которых показал, что 50% общего количества повреждений насосов (включая гидропяту) вызваны или недостатками проектирования или не выяснены. Остальные 50% приходятся на ошибки монтажа и ремонта(25%), попадание твердых частиц (10%), недостатки эксплуатации (12--14%) и др. В результате большого количества повреждений вследствие недостатков проектирования и невыясненных причин появляется необходимость замены гидропяты на разгрузочный поршень. Однако во многих случаях не применяют разгрузочный поршень с гидродинамическим подшипником из-за существенного снижения к. п. д. насоса, например к. п. д. на 1,6% (абсолютных) ниже, чем для насоса с гидропятой, только за счет увеличения протечек воды из насоса ., Для восприятия небольших осевых сил ротора при срыве подачи, пуске и др. установлен небольшой упорный гидродинамический подшипник двустороннего действия. Нередко устранение касаний в гидропяте при работе на валопо-вороте и пуске насоса осуществляется давлением воды на дополнительную площадь вала вследствие увеличенного диаметра защитной втулки заднего концевого уплотнения по сравнению с передней [5,6].

Таким образом, в крупных насосах для уравновешивания осевых сил ротора применяется гидропята как более перспективное уравновешивающее устройство.[4,5]

1.6 Выводы

При работе насоса на его ротор действует сложная система сил, среди которых самой большой по абсолютному значению является осевая сила. Для многоступенчатых высоконапорных насосов она измеряется десятками и даже сотнями тонн, поэтому устройства для уравновешивания осевых сил оказываются напряженными и энергонасыщенными.

В основном используют устройства трёх типов: с постоянной грузоподъемностью, не зависящей от перемещения ротора, -- разгрузочные поршни (думмисы), которые в случае выполнения их в единой конструкции с рабочим колесом образуют так называемые разгрузочные полости, и переменной грузоподъемностью, зависящей от осевого сдвига ротора, -- гидропяты (автоматические разгрузочные устройства) и осевые подшипники.

Преимущества автоматического уравновешивающего устройства обусловлены, главным образом, тем, что оно представляет собой систему автоматического регулирования торцового зазора, несущей способности и протечек.

Конструкции гидропяты построены на общем принципе: между уравновешивающей силой и осевым положением ротора существует отрицательная обратная связь, обеспечивающая автоматическую стабилизацию осевого положения ротора.

При проектировании автоматического уравновешивающего устройства главным образом необходимо учитывать возможность чрезмерного уменьшения торцового зазора при возможных изменениях осевой силы.

В настоящее время для крупных высоконапорных многоступенчатых насосов самым эффективным способом уравновешивания осевых сил является использование автоматических уравновешивающих устройств - гидропят.

2. Вывод основных характеристик АУУ

2.1 Течение жидкости в цилиндрическом дросселе гидропяты

Для решения задачи течения жидкости в цилиндрическом дросселе используют уравнение движения:

(2.1)

где - динамический коэффициент вязкости;

- постоянный по величине цилиндрический зазор;

- коэффициент сопротивления трения;

- скорость потока жидкости в цилиндрическом канале;

? коэффициент полных потерь на цилиндрическом дросселе.

Коэффициент сопротивления трения равен:

,

где , , .

Расход жидкости через цилиндрический канал можно представить как:

, (2.2)

Постоянные и в зависимости от режима течения приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Постоянные и для различных режимов течения

Уравнение Рейнольдса с учетом и примет вид:

(2.3)

Проинтегрировав выражение (2.3), получим распределение давления по длине цилиндрического дросселя:

(2.4)

Полный перепад давления в цилиндрической щели можно представить как:

,

где; ;

 - коэффициент местных потерь на входе в канал;

- коэффициент местных потерь на выходе;

- коэффициент потерь по длине канала.

Коэффициенты местных потерь являются постоянными величинами, которые по экспериментальным данным принимают следующие значения: коэффициент потерь на входе в канал , на выходе - .

Коэффициент потерь по длине канала:

. (2.5)

Перепад давления на цилиндрическом дросселе, а также сумма давлений на входе и выходе из дросселя с учетом местных потерь:

(2.6)

(2.7)

Постоянную определим, приравнивая сумму давлений (2.4) выражению (2.7). Получим:

(2.8)

Постоянную определим, приравнивая разность давлений (2.4) выражению (2.6):

(2.9)

С учетом найденных величин получим выражение для элементарного расхода жидкости через цилиндрический дроссель:

(2.10)

Проинтегрировав выражение (2.10), получим полный расход через цилиндрический канал:

(2.26)

Давление жидкости вызывает силы и моменты, действующие со стороны жидкости на диск гидропяты и неподвижное опорное кольцо, которые формируют торцовый дроссель. Силы и моменты, обусловленные давлением жидкости в торцовой щели, можем найти, интегрируя полученные ранее выражения для давления по площади уплотняющей поверхности

, (2.27)

Интегрируя, получим:

(2.28)

где:

, (2.29)

Сила, действующая со стороны жидкости на стенки торцового дросселя определяется перепадом давления на торцовом дросселе, а также обусловленная эффектом вытеснения, вызвана движением стенок, образующих зазор. Это движение учитывает вращение кольца, осевые и угловые колебания.

Моменты, действующие со стороны жидкости на стенки торцового дросселя, обусловленные перекосом, угловыми колебаниями и эффектом вращения.

Полный расход через торцовый дроссель найдем, интегрируя элементарный расход через торцовый сектор по окружности:

(2.30)

В результате получим:

(2.31)

2.3 Статический расчет

Целью статического расчета является выбор основных геометрических параметров такими, чтобы в заданном диапазоне изменения уравновешиваемой силы Т торцовые зазоры х и расходы Q не выходили за допустимые пределы. Расчетная схема системы автоматического уравновешивания должна учитывать все факторы, оказывающие существенное влияние на работу системы, и в то же время не должна загромождаться излишними подробностями, затрудняющими анализ и дающими лишь незначительные количественные поправки в результаты расчета. При оценке значимости тех или иных факторов нужно иметь в виду, что погрешность вычисления уравновешиваемой осевой силы даже в номинальном режиме может достичь 50 %, не говоря уже об изменении этой силы в процессе эксплуатации насоса.

Статическую характеристику получаем в результате решения двух уравнений: уравнений баланса сил и баланса расходов:

(2.32)

гдеи - полные расходы соответственно цилиндрического и торцового дросселей.

F - уравновешивающая сила.

Расходы жидкости через цилиндрический и торцовый дроссель представим в виде:

, , (2.33)

где - проводимость цилиндрического канала;

- проводимость торцового канала,

где (в).

Осевая сила определяется следующим выражением:

, (2.34)

Давление p2 зависит от проводимости торцового дросселя и в установившемся состоянии определяется из уравнения баланса расходов:

(2.35)

Подставляя значение p2 в уравнение баланса сил (2.34), построим зависимость , которая является статической характеристикой. Подставляя значение p2 в уравнение баланса расходов (2.33) и разрешая его относительно , получаем расходную характеристику.

Для расчета статической характеристики традиционной конструкции гидропяты возьмём такие параметры:

Таблица 2.2- Расчетные данные

2.4 Деформация диска

В рабочих условиях гидропата испытывает нагрузки, обусловленные главным образом действием давления рабочей среды. Это приводит к возникновению силовых деформаций диска гидропяты, в результате которых форма торцового зазора изменяется. Изменение плоскостности ведет к перераспределению гидравлического давления в торцовой щели, что приводит к изменению сил и моментов. В результате возникает опасность раскрытия торцового зазора, вызывающего повышенный износ устройства [8].

Параметром конусности является угол конусности в (рисунок 2.7).

(2.36)

где

прогиб диска на радиусе под действием равномерно распределенной по эффективной площади нагрузки . К - коэффициент, зависящий от относительной ширины диска , - толщина диска.

Рисунок 2.4 - Расчетная схема уравновешивающего устройства с деформированным диском

Угол конусности в можно определить также из максимальных деформаций рассчитанных с использованием многоцелевого универсального программного комплекса ANSYS 11.0, позволяющего определить напряженно-деформированное состояние конструкции методом конечных элементов.

Рисунок 2.5 - Деформация традиционной конструкции гидропяты

Рисунок 2.6 - Деформация усовершенствованной конструкции

При различных давлениях в камере гидропяты были посчитаны деформации для традиционной конструкции конструкцией с упруго-установленными вкладышами.

Рисунок 2.7 - Деформация гидропяты:

традиционной конструкции

новой конструкции

Как видим из графика усовершенствованная конструкция при тех же значениях давлений получает деформации меньшие чем традиционная, что подтверждает ее преимущество.

2.5 Сравнение характеристик традиционной конструкции гидропяты с конструкцией с упруго-установленными вкладышами

Статический расчет для конструкцией с упруго-установленными вкладышами проводился по тем же формулам и при тех параметрах, что и для традиционной конструкции гидропяты.

Совместные графики для традиционной конструкции гидропяты с конструкцией с упруго-установленными вкладышами были построены с помощью среды “mathcad”. Из них видно ,что при оптимальном значении осевой силы усовершенствованная модель работает при меньших зазорах ,а соответственно и с меньшим расходом через торцовую щель. Причиной этого являются меньшие значения углов конусности в новой конструкции.

Рисунок 2.8 - Схема гидропяты с упруго-установленными вкладышами

Рисунок 2.9 - Зависимость осевых сил от величин зазоров и расходная характеристика

Рисунок 2.10 - Зависимости давлений в торцовых дросселях от величин зазоров

2.6 Коэффициент статической жесткости и условие статической устойчивости