«И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ ВАЛОВ ПНЕВМОАГРЕГАТОВ НА ОСНОВЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА...»
-- [ Страница 1 ] --
Министерство образования и наук
и Украины
Сумский государственный университет
На правах рукописи
Бага Вадим Николаевич
УДК 621.5.02+621.22–
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ ВАЛОВ ПНЕВМОАГРЕГАТОВ НА
ОСНОВЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
05.05.17 – гидравлические машины и гидропневмоагрегаты
Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук
Научный руководитель Бондаренко Герман Андреевич канд. техн. наук, профессор Сумы – 201
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ.............. 5 ВВЕДЕНИЕРАЗДЕЛ 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ
ИССЛЕДОВАНИЯ1.1 Классификация уплотнений пневмоагрегатов
пневмоагрегатов
1.3 Сравнительный анализ конструкций лабиринтного уплотнения..... 2
1.4 Методы расчета лабиринтных уплотнений
1.5 Влияние конструктивных параметров на работу лабиринтных уплотнений
1.6 Цель и задачи исследования
1.7 Выводы
РАЗДЕЛ 2 СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ
МАТЕМАТИЧЕСКОГО И ФИЗИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ
ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ2.1 Анализ существующих проблем при моделировании
2.2 Методика численного исследования
2.3 Методика экспериментального исследования
2.3.1 Схема и описание экспериментального стенда
2.3.2 Методика измерений и обработки опытных данных............... 59 2.3.3 Особенности физического моделирования лабиринтного уплотнения
2.3.4 Влияние масштабного фактора
2.3.5 Программа исследований
2.3 Выводы
РАЗДЕЛ 3 РАСЧЕТНО – ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ............ 773.1 Анализ существующей расчетной методики протечки через уплотнение
3.2 Поэлементный анализ течения газа в лабиринтном уплотнении...... 79
3.3 Моделирование лабиринтного уплотнения с использованием теории планирования эксперимента
3.4 Обобщенная модель условного коэффициента расхода лабиринтного уплотнения
3.5 Построение и идентификация математической модели условного коэффициента расхода
3.6 Выводы
РАЗДЕЛ 4 РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННОГО И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО
ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ И ХАРАКТЕРИСТИК В ЛАБИРИНТНОМ
УПЛОТНЕНИИ4.1 Влияние режимных параметров
4.2 Влияние геометрических параметров
4.2.1 Влияние величины радиального зазора
4.2.2 Влияние высоты гребней h
4.2.3 Влияние величины шага гребней t
4.2.4 Влияние эксцентриситета
4.2.5 Влияние наличия винтовой канавки на роторе
4.3 Сравнение различных конструктивных схем лабиринтного уплотнения
4.3.1 Исследование конструкции с переменным шагом................. 130 4.3.2 Исследование влияния расположения гребней
4.4 Влияние физических свойств газов
4.5.1 Расчет условного коэффициента расхода уплотнения................. 145 4.5.2 Оптимизация лабиринтного уплотнения центробежного нагнетателя
4.6 Выводы
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНЫХ ИСТОЧНИКОВ
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
ПРИЛОЖЕНИЕ 2
ПРИЛОЖЕНИЕ 3
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ
– – –
ВВЕДЕНИЕ
Актуальность темы. Вопросы энергосбережения и более рационального использования существующего энергетического потенциала становятся все более актуальными. Известен целый ряд пневмоагрегатов обеспечивающих потребности в различных отраслях: энергетике, добыче нефти и газа, нефте газо переработки, металлургической, горнодобывающей, химической, холодильной промышленностей, строительстве, транспорта и многих других . Под пневмоагрегатами здесь и далее понимаются пневмоприводы, расширительные турбины, осевые и центробежные компрессоры, турбодетандеры работающие как на сжатом воздухе, так и на водяном паре и технических газах. Широкий спектр использования предьявляет к ним все более высокие требования, в первую очередь повышение давления нагнетания и частоты вращения вала, что приводит к более тяжелым условиям работы уплотнений. С другой стороны требуется повышение их экономичности.Последнее связано с уменьшением вредного влияния утечек и внутренних перетеканий рабочей среды. В качестве концевых и внутренних уплотнений турбин, компрессоров, пневмоагрегатов находят широкое распространение бесконтактные лабиринтные уплотнения, которым нет альтернативы по простоте, дешевизне и надежности не смотря на их не высокую герметичность.
Появившиеся в последние годы более герметичные конструкции бесконтактных уплотнений сложны, дорогостоящи и используются в основном как концевые уплотнения валов машин, использующих в качестве рабочих тел опасные газы.
Уплотнительный эффект в бесконтактных уплотнениях осуществляется за счет возникновения гидравлического сопротивления при течении газа через малый зазор. В настоящее время при создании новых пневмоагрегатов (компрессоров, турбин и др.) идет борьба за каждую десятую долю процента к.п.д проточных частей. В то же время потери к.п.д. от внутренних протечек в турбомашинах достигают иногда многих процентов, особенно в агрегатах высокого давления с малыми поперечными размерами проточной части (например в малорасходных ступенях). Однако сложный механизм течения в лабиринтных уплотнениях до сих пор мало изучен. Строгая теория их отсутствует, а для практических расчетов протечек используется приближенная формула А. Стодолы, дополненная поправочными коэффициентами учитывающими тип уплотнения, размеры камер, форму гребней и т. д.
Известные опытные данные получены на упрощенных имитационных установках, обычно плоских, без учета формы кольцевого зазора, наличия ограниченного пространства перед каждым гребнем, вращения вала, закрутки потока на входе, эксцентриситета вала и др. Такой эмпирический подход к расчету расхода через лабиринтные уплотнения используется до настоящего времени, и в ряде случаев приводит к существенным расхождениям между фактическими и расчетными значениями. Не существует строгой методики моделирования характеристик уплотнений. Системные исследования лабиринтных уплотнений не проводились. Между тем появились мощные программные СFD – комплексы, позволяющие углубленно исследовать течение в каналах сложной формы.
Многолетняя практика показала не пригодность расчетных методик, основанных на теоретических решениях задачи о течении жидкости в узких зазорах пневмоагрегатов для идеализированных расчетных схем без учета влияния реальной формы зазора, влияния внешнего потока в проточной части на формирование граничных условий и других факторов. Следует отметить, что кроме обьемных потерь внутренние лабиринтные уплотнения в составе проточных частей пневмоагрегатов оказывают существенное влияние на течение в боковых зазорах между ротором и статором, что в свою очередь влияет на величину осевых сил, потери мощности на внутренее трение. При проектировании турбомашин (паровых и газовых турбин, осевых и радиальных компрессоров, детандеров) необходимая точность определения осевых нагрузок, действующих на ротор, остается до сих пор трудно достижимой.
Исходя из вышесказанного, очевидна актуальность задачи углубленного исследования течения в лабиринтных уплотнениях.
Связь работы с научными программами, планами, темами.
Диссертационная работа выполнялась согласно с планами научноисследовательских работ кафедр технической теплофизики и прикладной гидроаэромеханики Сумского государственного университета в соответствии с государственной научно-технической программой и «Новейшие ресурсосберегающие технологии в энергетике, промышленности и агропромышленном комплексе». Соискатель был исполнителем госбюджетной научно-исследовательской работы: рабочих процессов «Исследования энергетических машин» (№0110U004210).
Объект исследования – рабочий процесс течения уплотняемой среды в лабиринтном уплотнении.
Предмет исследования – взаимосвязь газодинамических параметров рабочего процесса и геометрических параметров лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов с их характеристиками.
Методы исследования. При решении поставленных задач использовался анализ и обобщение известных литературных источников, что позволило доказать актуальность темы исследования, сформулировать его цель и задачи;
аналитическое исследование гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения позволило создать математическую модель рабочего процесса; численный эксперимент, выполненный на основе законов сохранения энергии и материи в дифференциальной форме, которые являются фундаментальными в технической гидро- и аэромеханике, позволил наглядно получить картину течения в проточной части исследуемого уплотнительного узла пневмоагрегата, определить рабочие характеристики и показал высокую точность расчетов; физический эксперимент был выполнен с целью подтверждения корректности математической модели рабочего процесса и получения основных взаимозависимостей газодинамических параметров с геометрическими, как в размерном, так и безразмерном видах.
Научная новизна полученных результатов:
Впервые предложен поелементний подход к рассмотрению рабочего процесса в лабиринтном уплотнении, позволивший уточнить физическую картину протекающих в нем процессов, выявить наличие аномальных явлений в виде флуктуаций, то есть одновременно существующих зон с различными режимами вихревого течения, определить елементы и факторы, в большей мере влияющие на эффективности уплотнения и уточнить математическую модель течения;
Впервые получены критериальные уравнения и графические зависимости влияния различных параметров на характеристики уплотнения, уточнена методика расчета уплотнения с учетом ранее не учитываемых факторов вала, масштабный фактор, и др.), рассчитаны (вращение коеффициенты отдельных видов потерь методом идентификации математической модели уплотнения;
Впервые проведен сравнительный анализ влияния свойств газов, в т.ч.
с использованием экспериментальных данных полученых на водяном паре и воздухе;
Получен ряд новых и уточнены известные данные по выбору геометрических параметров лабиринтных уплотнений, обоснована необходимость увеличения геометрического обьема расширительных камер по ходу течения.
Практическое значение полученных результатов:
В диссертационной работе решена научно-практическая задача развития теории рабочего процесса и усовершенствования конструкции лабиринтных уплотнений.
Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:
Разработана методика поэлементного расчета гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения, которая позволяет создать более эффективную конструкцию уплотнения пневмоагрегата;
Экспериментальным путем получена критериальная зависимость условного коэффициента расхода лабиринтного уплотнения от чисел Рейнольдса и Эйлера, что позволяет более эффективно использовать метод моделирования при проектировании узлов уплотнений;
Разработаны алгоритм и методика проектирования лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов, что позволяет ускорить процесс их расчета и проектирования, при этом точность расчета характеристик уплотнения повышается на 10 – 25%;
При помощи программного комплекса Flow Vision выполнено моделирование и исследование течения газа в проточной части лабиринтного уплотнения, получена картина течения с использованием визуализаций;
Результаты работы могут быть использованы при расчетах и проектировании лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов, а именно, разработаны практические рекомендации по выбору рациональной геометрии, указаны области оптимальных значений t и h, предложена конструкция с переменными значениями параметра t и h, что позволяет снизить величину протечки до 30%;
Основные результаты теоретических и экспериментальных исследований используются при выполнении курсовых и дипломных проектов, бакалаврских и магистерских работ, внедрены в курсах и вакуумная техника», и «Пневмоагрегаты «Турбокомпрессоры»
«Проектирование турбомашин», которые преподаются для студентов специальности 05060405 «Компрессоры, пневмоагрегаты и вакуумная техника», что подтверждается соответственными актами.
Личный вклад соискателя. Основные научные и практические результаты диссертационной работы получены автором самостоятельно.
Постановка задач исследований, анализ и обсуждение полученных результатов выполнялись соискателем совместно с научным руководителем.
В работах соискателем был выполнен анализ полученных результатов численного и экспериментального исследования. В работах роль соискателя заключалась в обобщении факторов влияющих на показатели эффективности лабиринтного уплотнения и пневмоагрегата в целом, а также разработка методики физического моделирования. В работе соискателю принадлежит проведение физического эксперимента, обработка результатов и формулирование выводов. В работах соискатель в соавторстве проводил расчеты в программном комплексе FlowVision с целью отработки методики численного исследования на примерах центробежной компрессорной ступени и узла лабиринтного уплотнения.
Работа посвящена проведению многочисленных исследований газодинамических процессов в лабиринтном уплотнении и сравнению их с физическим экспериментом, в чем соискатель принимал непосредственное участие. В работах соискателю принадлежит обобщение существующего материала и сравнительный анализ полученных характеристик в соавторстве.
Апробация работы . Основные положения и результаты диссертации докладывались и обсуждались на: II и III Всеукраинских межвузовских научно
– технических конференциях "Современные технологии в промышленном производстве", г. Сумы, 2012, 2014 гг.; ХIV и XV Международных научнотехнических конференциях: "Промышленная гидравлика и пневматика" – (г. Одесса, 2013 г., г. Мелитополь, 2014 г.); ХIV Международная н.т.к.
"Герметичность, вибронадежность и экологическая безопасность насосного и компрессорного оборудования" Гервикон – г. Сумы 2014 г.; научнотехнических конференциях преподавателей, сотрудников, аспирантов и студентов Сумского государственного университета, г. Сумы, 2013 г.
Публикации . По материалам диссертации опубликовано 6 статей, 5 из которых в научных изданиях Украины, 1 статья опубликована в зарубежном издании, входящем в наукометрическую базу данных Scopus, а также 6 тез докладов в материалах конференций и 1 заявка на полезную модель.
Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложений. Общий объем работы составляет 166 страниц, 71 рисунок и 26 таблиц по тексту, 3 приложения на 3 страницах, список использованной литературы из 108 наименований на 9 страницах.
Благодарности. Автор считает необходимым искренне поблагодарить своего научного руководителя к.т.н., проф. Бондаренко Германа Андреевича, за научную и методическую помощь, без которой появление этой работы выглядело бы очень проблематичным.
Автор также выражает искреннюю благодарность коллегам и сотрудникам кафедр технической теплофизики и прикладной гидроаэромеханики СумГУ за их полезные советы, замечания, бескорыстную помощь и моральную поддержку в процессе написания работы.
СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ
1.1 Классификация уплотнений пневмоагрегатов Понятие «уплотнение» используется для определения и действия и устройства, что приводит к многозначности данного термина. Для определения конструкции больше подходит термин «уплотнитель», от которого отказались, поскольку в технической литературе термин «уплотнение» применяется как понятие, определяющее и действие и конструкцию .
По назначению уплотнения делятся на концевые (уплотнения хвостовиков вала) и внутренние проточной части:
(уплотнения междиафрагменные, надбандажные, межступенчатые, думмисные). В данной работе основной упор делается на внутренние уплотнения, поэтому рассматриваются только газовые (т.н. “сухие”) уплотнения, а уплотнения концевые с применением запорных жидких сред находятся за пределами тематики работы. На рисунке 1.1 приведена классификация уплотнений по типам. Большой вклад в развитие расчета уплотнений внесли В. А.
Марцинковский , Г. А. Бондаренко , В. Г. Орлик и др.
Уплотнения устанавливаются на подвижные и неподвижные детали и могут быть контактными или бесконтактными. В контактных уплотнениях уплотняющий эффект осуществляется в результате непосредственного контакта статорной и роторной частей, а в бесконтактных – за счет потерь энергии движущегося в зазоре потока. Бесконтактные уплотнения различают статического и динамического действия. В статических уплотнениях уплотняющий эффект происходит в результате действия гидродинамических сил, возникающих в силу трения потока об элементы проточной части уплотнения, и местных вихреобразований.
– – –
А в динамических уплотнениях эффект дополняется развитием противодавления набегающему потоку. К динамическим относятся винтовые (винтовая нарезка на поверхности вала или внутреннего корпуса) и лабиринтно вихревые уплотнения (нарезка на обеих частях уплотнения, имеющая противоположное направление). Уплотнения с винтовой нарезкой также называемые импеллерами работают как встроенный насос, имеющий определенную производительность и соответственно требует некоторых затрат мощности, из – за чего их применение не получило широкого распространения, несмотря на высокую герметичность .
Имея такие преимущества как: простота конструкции, надежность, отсутствие трущихся деталей, возможность работы при больших отношениях давлений, различных средах, возможности установки на различные пневмоагрегаты можно констатировать, что на сегодняшний день нет альтернативы лабиринтным уплотнениям с гладким валом. Поэтому в данной диссертационной работе наибольшее внимание уделено лабиринтным уплотнениям с гладким валом. На рисунке 1.2 представлены наиболее распространенные виды лабиринтных уплотнений.
– – –
Рисунок 1.2 – Исполнения лабиринтных уплотнений Приведенные на (рис.
1.2) лабиринтные уплотнения применяются в подавляющем большинстве конструкций пневмоагрегатов, а также турбомашин, использующих в качестве РТ сжатый воздух, пар, нейтральные и не опасные газы. Особым случаем применения лабиринтных уплотнений является их использование в шпиндельных двигателях, достигающих нескольких сотен тысяч оборотов в минуту. У таких двигателей лабиринтное уплотнение служит одновременно гидростатическим или гидродинамическим подшипником. Решающим преимуществом здесь является очень низкое трение, которое допускает такое высокое число оборотов. Следует отметить, что при больших плотностях газа и наличии эксцентриситета в лабиринтных уплотнениях могут возникать опасные самовозбуждающие колебания ротора (эффект Ломакина) и вибрация ротора .
Разновидностью лабиринтных уплотнений является буферное уплотнение, применяющееся в качестве концевого уплотнения вала компрессоров, сжимающих опасные газы. Уплотнение состоит из двух секций между которыми вдувается нейтральный газ (азот), часть которого проникает внутрь компрессора, а другая часть сбрасывается в атмосферу. Для предотвращения таких явлений в центробежных компрессорах высокого давления нашли применения сотовые и лунковые уплотнения (рис. 1.3, а, б) . Большой вклад в развити теории конструкций, технологий изготовления и внедрения таких уплотнений внесли Вниикомпрессормаш, СМНПО им. Фрунзе, СумДУ.
Наибольшее распространение получили бесконтактные уплотнения, т.к.
они более долговечны чем контактные, а среди них – лабиринтные уплотнения.
Лунковое уплотнения (рис. 1.3, а) состоит из втулки, на внутренней поверхности которой выполнены серповидные лунки разделенные кольцевыми гребнями в осевом направлении и перегородками в окружном. Гребни лункового уплотнения выполняют те же функции что и обычного лабиринтного, а перемычки создают дополнительное сопротивление потоку движущемуся в окружном направлении и, кроме того, разделяют полости между гребнями на малые обьемы в которых автоколебания не развиваются.
Рисунок 1.3 – Некоторые разновидности бесконтактных уплотнений:
а) - лунковое; б) - сотовое; в) - ступенчатое Сотовые уплотнения (рис. 1.3, б) применяются в центробежных компрессорах высокого давления (для производства синтеза аммиака), газотурбинных двигателях, насосах и т. д., в качестве межступенчатых, концевых и думмисных уплотнений. Высокая жесткость сотовой конструкции позволяет выполнять стенки намного тоньше чем гребни лабиринтных уплотнений (до 0,05 мм), что допускает беззазорную сборку за счет прирабатывания торцев сот при незначительном их нагреве. Сотовая обойма применяется как с гладким так и с гребенчатым валом. Ступенчатое исполнение сотового уплотнения повышает его эффективность, но существенно усложняет конструкцию и технологию изготовления.
Наряду с лабиринтными в небольших паровых турбинах используют контактные угольные уплотнения Стальные гребни угольно . – лабиринтного уплотнения (рис. 1.4, а) при работе вырабатывают в угольной втулке канавки, которые образуют в пространстве между гребнями уплотнительный эффект. Данная конструкция допускает работу уплотнения при чрезвычайно малых зазорах, однако очень чувствительна к осевым смещениям ротора.
В качестве бесконтактного уплотнения на (рис. 1.4, б) показано импеллерное уплотнение , которое состоит из установленного на вал вращающегося импеллера с лопатками 1 и кольцевой неподвижной камеры 2.
При вращении импеллера, рабочее тело находящееся в камере вовлекается во вращательное движение, в результате чего возникает противодавление р0, обеспечивающее герметичность уплотнения.
На (рис. 1.4, в) показано торцовое газодинамическое уплотнение , состоящее из роторной втулки 1 и диска 2, аксиально – подвижного графитового кольца 3, поджимающегося к диску 2 пружиной 4, размещенной в корпусе уплотнения 5. На торцовой поверхности роторной втулки 1 со стороны проточной части компрессора выполнены профильные лопатки 6 наклоненные по ходу вращения ротора 7. Герметизация зазора обеспечивается за счет прижатия кольца 3 к рабочим поверхностям дисков 2 изготовленных с высокой точностью.
– – –
Из вышесказанного видно, что повышение эффективности уплотнений происходит за счет существенного усложнения их конструкции, использования сложных технологий изготовления, дорогостоящих материалов, что приводит к резкому возрастанию цены.
1.2 Влияние протечек через лабиринтные уплотнения на к.п.д.
пневмоагрегатов Несмотря на разнообразие конструктивных схем лабиринтных уплотнений рабочий процесс в них осуществляется идентично. Поэтому с точки зрения упрощения методики исследований целесообразно в качестве базовой характеристики принять “классическое” лабиринтное уплотнение с гладким валом. При этом основной упор делается на исследование внутренних уплотнений, характеризующихся обычно небольшими уплотняемыми перепадами p1 / p2 и небольшим количеством гребней, но очень существенно влияющими на экономичность пневмомашин.
Внутреннее уплотнение – это уплотнение в зазорах между элементами вращающегося ротора и неподвижными элементами статора. Для лопаточных машин относительно протечек пр = mпр / m означает долю либо увеличения затрачиваемой работы на сжатие (в компрессоре), либо недовыработку полезной механической энергии (в турбине). Характерным примером является ступень центробежного компрессора (рис. 1.5, а).
– – –
уравнению турбомашин Ейлера эквивалентно увеличению мощности на сжатие газа в ступени hi = hТ (1 + пр) .
К аналогичным результатам приводит и влияние протечки в радиальном зазоре между лопатками и корпусом осевой турбинной ступени (рис. 1.6) :
потери к.п.д. составляют от 5 до 30 % в зависимости от увеличения режима ее работы (при этом увеличивается коэффициент потерь с утечкой у).
Рисунок 1.6 – Влияние потерь от перетекания на к.
п.д. реактивной турбинной ступени
1.3 Сравнительный анализ конструкций лабиринтных уплотнений На рисунке 1.7 показаны наиболее распространенные конструкции лабиринтных уплотнений. Там же приведены размеры и значения коэффициентов расхода, который определялся как µ = mд / m .
Рисунок 1.7 – Типы и характеристики уплотнений испытанных С.
М. Шляхтенко: а, б) – с гладким валом; в, г, д) – ступенчатые;
е) – двухярусное Менее эффективными являются конструкции с гладким валом а, б, но в то же время являются наиболее распространенными, поскольку они не теряют своей работоспособности при осевых смещениях ротора, в отличии от более эффективных ступенчатых конструкций в, г, д, которые более технологически сложны в изготовлении и сборке. Для конструкции е не несут опасности осевые перемещения ротора, но ее эффективность зависит от количества совпадающих гребней расположенных на статорной и роторной его частях. Поэтому данную конструкцию целесообразно устанавливать при большом количестве гребней.
Лабиринтные уплотнений обычно слабо нагружены центробежными силами и усилиями от перепада давления и обладают большими преимуществами перед другими типами уплотнений:
Простота конструкции;
Высокая надежность;
Отсутствие трущихся деталей;
Отсутствие внутреннего трения;
Неограниченность окружных скоростей вала;
Возможность работы при высоких отношениях давлений;
Возможность широкого выбора материалов;
Возможность сохранения стабильной производительности агрегата на протяжении нескольких межремонтных периодов.
Основным недостатком лабиринтных уплотнений с гладким валом является их низкая эффективность, а ступенчатых конструкций – опасность выхода из строя вследствие даже небольших осевых перемещений вала (2 – 3 мм), поэтому их часто устанавливают около упорного подшипника, где эти перемещения наименьшие. Такие проблемы особенно остро проявляются при тепловых деформациях, неточностях при сборке, действие осевых газодинамических сил и др. Также при использовании лабиринтных уплотнений, как говорилось выше, возможно возникновение автоколебаний ротора.
Материал уплотнений выбирают в зависимости от назначения агрегатов, на которые они устанавливаются и условий их эксплуатации, главными из которых являются агрессивность среды, параметры ее температуры, давления, вязкости и конструктивные особенности самого уплотнения. При конструировании лабиринтных уплотнений стремятся решить несколько задач :
а) конструкция гребня и следующей за ним расширительной камеры должны быть выполнены так, чтобы в камере по возможности гасилась кинетическая энергия, приобретенная газом при протекании через узкое сечение предыдущего зазора. Если этого не будет соблюдено, то расход уплотняемой среды через уплотнение увеличивается;
б) расположение гребней лабиринтов должно быть наиболее компактным с тем, чтобы в пределах заданной длинны вала разместить наибольшее количество гребней. При этом, не следует допускать слишком малых размеров расширительных камер, так как это повлечет не пополноту гашения кинетической энергии;
в) конструкция уплотнения должна выполнятся таким образом, чтобы малые зазоры между неподвижными гребнями и ротором не могли стать причиной аварии. Радиальный зазор в уплотнении принимается равным s = 0,001d у, но не менее чем 0,2 - 0,3 мм.
В ответственных конструкциях и при особо тяжелых условиях эксплуатации применяют комбинированные уплотнения, представляющие собой модификации или комбинацию уплотнений различных типов.
Составнями частями в таких уплотнениях нередко выступают лабиринтные. На рисунке 1.8 в качестве примера приведены некоторые варианты исполнений таких уплотнений .
Рисунок 1.8 – Винтовое (а) и лабиринтно – вихревое уплотнение (б)
Винтовое уплотнение (рис. 1.8, а) состоит из гладкого корпуса и вала с винтовой нарезкой, установленного с гарантированным зазором. Лабиринтно – вихревое уплотнение, в отличии от винтового, имеет одно – или многозаходную нарезку противоположного направления на статоре и роторе.
Число заходов является главной определяющей характеристикой, правильный выбор которой позволяет увеличивать величину уплотняемого давления.
Особенностью данных уплотнений является то, что они представляют собой мини – насос, подающий уплотняемый поток и потребляющий мощность. Их применение очень ограничено .
1.4 Методы расчета лабиринтных уплотнений
Теория лабиринтных уплотнений основывается на теории истечения струи жидкости из сопла и отверстия . Исходным моментом является формула Сен – Венана для адиабатического истечения из сопла в неограниченное пространство, дополненная эмпирическим коэффициентом расхода µ :
p 1 (p2 / p1)
m = 0,99 µ F 1 (1.1) 1 z Для большинства технических применений важно иметь минимальное гидравлическое сопротивление при истечении, поетому используются сопла с плавными отводами. Но для уплотнения необходимо наоборот повысить гидравлическое сопротивление щели или отверстия, чему способствуют острые кромки.
До настоящего времени отсутствует строгая теория рабочего процесса в лабиринтных уплотнениях. Принято рассматривать лабиринтное уплотнение как ряд последовательно установленных отверстий с острыми кромками или сопел . Данное положение весьма приближенно, поскольку в обычном лабиринтном уплотнении острая кромка находится только с одной стороны, и щель не плоская а кольцевая, имеет место вращения вала, обьем за каждым гребнем ограничен расширительными камерами и т. д. Из сопоставление относительных расходов пара для сопла и отверстия с острой кромкой приведенных на рисунке 1.9, в видно их существенное различие как качественное, так и количественное. Прежде всего для отверстия характерно т.н. второе критическое отношение давлений, намного меньше, чем у сопел.
Процесс расширения пара в лабиринтном уплотнении в i – s диаграмме изображен на (рис. 1.9, а). Падение давления по всем гребням уплотнения принимают равномерным (рис. 1.9, б).
В общем случае течение сжимаемой жидкости в канале описывается дифференциальными уравнениями Навье – Стокса и уравнениями неразрывности, состояния .
– – –
где m – массовый расход через щель;
F – площадь зазора;
p0 - давление газа перед щелью;
p1 / p2 - отношение давлений за и перед щелью;
k – показатель адиабаты;
µ - коэффициент сужения вследствие сжимаемости и свойств рабочего тела;
µ1 - то же для несжимаемой жидкости.
Формула Чаплыгина отличается от известной формулы Сен – Венана – Вентцеля для адиабатического истечения из сопла наличием составляющей
– – –
где µ – коэффициент расхода;
Важно отметить что формула Стодола предполагает равномерную разбивку перепада по гребням pi = p / z, плотность газа предполагается усредненной, т.е. уплотнение заменяется последовательно работающими идентичными отверстиями числом z, что весьма условно.
Расчетную формулу для определения величины протечки через лабиринтное уплотнение выбирают в зависимости от режима течения (достижения критического и второго критического отношения давлений).
Ниже приведены другие виды формул Стодола согласно , не затрагивающие ее изначальной сути. Для ступенчатого уплотнения с острыми кромками величина протечки определяется по формуле:
– – –
где µ – учитывает влияние формы гребня.
Под описание идеальных, наиболее подходящими являются ступенчатые уплотнения, в которых осуществляется не только расширение сечения струи, но и ее поворот в каждой камере уплотнения, что повышает его эффективность.
Для реального уплотнения :
– – –
где µ – коэффициент расхода;
– коэффициент учитывающий число гребней, определяется графически (рис. 1.11, б);
T1 – температура перед уплотнением, К.
– – –
В для расчетов протечек в центробежых компрессорах была которая дополнялась коэффициентом µ, предложена формула Стодола, учитывающим все геометрические особенности уплотнения полученным по экспериментальным опытам C.М. Шляхтенко :
– – –
где D - диаметр уплотнения, м;
s - радиальный зазор под гребнем уплотнения, мм;
z – число гребней уплотнения;
1 - плотность потока перед уплотнением, кг / м3 ;
Такой полуэмпирический подход к определению протечек через лабиринтные уплотнения используется в турбо– и компрессоростроении вплоть до настоящего времени, несмотря на довольно грубое приближение, лежащее в его основе.
С.М. Шляхтенко было испытано 5 конструкций имеющих одинаковую габаритную длину, среди котоых более эффективными оказались уплотнения со ступенчатым расположением гребней. В данных опытах отношение шага уплотнений t к зазору s изменялось в пределах t / s = 9 35. Абсолютные размеры испытанных уплотнений были несколько меньше, чем применяемые в турбиностроении, поэтому необходимо их увеличение с соблюдением геометрического подобия в пределах зазоров s, в указанном диапазоне t / s.
Также было отмечено, что при одинаковых размерах внутренних уплотнений, имеет место возростание протечек от первой ступени к последней. При выборе числа гребней z необходимо учитывать назначение уплотнения и располагаемое место; не рекомендуется иметь z 4 и неэффективно допускать z 28 32.
Более обширное исследование провел проф. С.Е. Захаренко . Были приняты следующие допущения: движение газа в щели установившееся, энергия к газу не подводится и не отводится, процесс дросселирование газа в щели происходит изотермически. С учетом этих допущений было выведено следующее уравнение расхода газа через щель:
– – –
Используя уравнения изменения количества движения при тех же допущениях которые делал проф. С.Е. Захаренко получено уравнение для определения удельного расхода газа через единицу площади сечения:
– – –
где k p - опытный безразмерный коэффициент расхода, учитывающий уменьшение расхода вследствие потерь при движении газа через щель, который в первом приближении отыскивается графическим путем и лишь за тем во втором приближении уточняется его значение. Несмотря на длительную процедуру отыскивания коэффициента расхода, в нужной мере не удалось повысить точность расчета протечки через уплотнение.
Для определения перепада давления p в уплотнении покрывного диска предлагается воспользоватся испытаниями инженера Степанова на насосах, по результатам которых получена зависимость:
p 3 u2 u12 = (1.8) 4 2g В книге А.В. Щегляева говорится о возможности рассмотрения потока пара через лабиринтное уплотнение как поток движущийся через ряд последовательных отверстий с острой кромкой . При истечении из отверстия с острой кромкой при дозвуковом течении, сечение струй уменьшается и коэффициент расхода (отношение расхода через зазор с острой кромкой к расходу через сопло той же выходной площади и при тех же режимных параметрах), составляет µ = 0,63 0,68. При снижении давления на выходе из отверстия коэффициент расхода увеличивается и достигает (при малых значениях давления на выходе) величины µ = 0.85, поэтому при истечении из отверстия с острой кромкой расход газа (или пара) продолжает возрастать даже тогда, когда отношение давлений p2 / p1 становится ниже критического значения.
К.П. Селезневым в предположении, что ни в одной из щелей не возникает скорость равная скорости звука, и что число элементов (щелей, камер) велико, так что перепад давления на одну щель мал и сжимаемостью газа в пределах одной щели можно пренебречь, было предложено в формулу А. Стодолы с целью учета реальных условий движения газа ввести коэффициент расхода µ, который учитывает:
сужение потока, приводящее к тому что фактическое живое сечение струи в щели меньше геометрической площади проходного сечения f;
потери в щели, приводящие к снижению скорости газа;
сжимаемость газа, вызывающую снижение плотности газа в щели;
возможность частичного преобразования кинетической энергии в камере в энергию давления.
Важно, что первые три фактора снижают расход газа через уплотнение, а последний – увеличивает его.
Следует отметить, что данная формула справедлива лишь для докритичесих скоростей в щелях. Звуковая скорость может появится на последнем гребне уплотнения, так как здесь плотность газа минимальная при равных размерах щелей. Если в последней щели возникает скорость звука, то все уплотнение можно условно расделить на две части: первую с числом щелей (z – 1), расход через которую определяется по формуле А. Стодолы, и вторую, состоящую из последнего элемента уплотнения с одной щелью, расход через которую определяется по формуле критического истечения:
– – –
Коэффициенты расхода µ и µкр зависят от следующих факторов:
конструкции лабиринта, величины зазоров л, формы и толщины концов гребней, шага уплотнения t. Величина t имеет существенное значение, особенно при гладком лабиринте.
В таблице 1.1 приведены результаты расчетов протечки через уплотнения по различным формулам, из которой видно, что расхождения превышают 30%.
Таблица 1.1 – Результаты расчета протечек через уплотнение
– – –
1.5 Влияние конструктивных параметров на работу лабиринтных уплотнений Основными конструктивными элементами любого лабиринтного уплотнения являются щели и промежуточные камеры. В щели происходит снижение давления потока газа. Принципиально важным является острота кромки гребня. Из опытов Б. М. Трояновского (рис.1.12, а) следует, что закругление входной кромки приводит к резкому увеличению коэффициента расхода до 1,5 раза .
Форма щели оказывает влияние на величину сужения вытекающей струи, что приводит к уменьшению протечки. Опыты Г. А. Домбровского (рис. 1.12, б) показали, что коэффициент сужения зависит от относительного геометрического размера щели и числа Маха . В. Г Орликом (рис. 1.12, в) установлена зависимость коэффициента сужения струи от угла наклона гребня .
Очевидно, что размеры камеры (t х h) между гребнями также должны влиять на работу уплотнения, т.к. в них происходит гашение кинетической энергии: чем больше обьем камер, тем эффективнее уплотнение. Из (рис. 1.12, б) следует, что с уменьшением высоты h коэффициент расхода возрастает.
а) б) в) Рисунок 1.12 – Влияние формы кромки гребня на значение коэффициента расхода (а), влияние h и на коэффициент сужения струи µ0 (б), (в) В опытах С. М. Шляхтенко испытывались варианты уплотнений (а – д, рис. 1. 7), имеющие отношения t / s = 9 35. Абсолютные размеры испытанных уплотнений были несколько меньше, чем применяемые в турбиностроении, поэтому необходимо их увеличать соблюдая геометрическое подобие в пределах зазоров s, в указанном диапазоне t/s. Также показано, что при одинаковых размерах внутренних уплотнений, имеет место возрастание протечек от первой ступени к последней. При выборе числа гребней z необходимо учитывать назначение уплотнения и располагаемое место; не рекомендуется иметь z 4 и неэффективно допускать z 28 32. При ограниченых габаритах устанавливают елочные уплотнения.
На рисунке 1. 13 рассмотрены характеристики одиночной и групповой щели. Данное исследование позволило выявить влияние радиуса скругления входной кромки гребня на величину коэффициента расхода. Оказалось, что притупление острого гребня при кратковременном касании о вал, может µ = 0,611 до µ = 1 способствовать снижению коэффициента расхода с (при r 0,6 s), причем дальнейшее скругление на коэффициент расхода не влияет. На коэффициент расхода также влияет толщина гребня, что можно учесть используя графики .
Из вышесказанного видно, что коэффициент расхода одиночной щели существенно зависит от ее геометрической конфигурации. Коэффициент обычного гребня может изменяться более чем в два раза при его износе (µ = 0,611...1, 415). В целях снижения величины протечки через уплотнение, увеличивают число его гребней z, что нежелательно при ограниченной длине.
В. Г. Орлик показал, что увеличение расстояния между гребнями t/s повышает эффективность уплотнения, т.к. истечение струи приближается к случаю неограниченного пространства с полным гашением скорости (рис. 1.13, б), где представлены расходные характеристики сдвоенных и строенных щелей в зависимости от их длины l. Прямоточная групповая щель, образованна гребнями со скругленными кромками (рис. 1.13, поз. 1,2) при малых значениях t ведет себя как одиночный утолщенный гребень (рис. 1.13, а, поз. 3). Соседние зазоры не оказывают влияния при t/s 30.
– – –
На рисунке 1,13, б представлены расходные характеристики сдвоенных и строенных щелей в зависимости от ит их длины l. Прямоточная групповая щель, образованная гребнями со скругленными кромками (рис. 1.13, поз. 1,2) при малых значениях t ведет себя как одиночный утолщенный гребень (рис. 1.13, а, поз. 3). Соседние зазоры не оказывают влияния при t/s 30.
Очевидно, что характеристики реальных уплотнений будут отличатся от тех, которые получены на упрощенных схемах, поэтому необходимо рассматривать не отдельные щели, а их работу во взаимодействии с соседними.
Для этого необходимы более сложные экспериментальные установки.
В.Г. Орлик проводил сравнительный анализ лабиринтных уплотнений со ступенчатым и гладким валом на основе полученных данных на экспериментальном стенде (рис. 1. 14).Образцы испытанных уплотнений имели вид плоских пластин длиной l и шириной S по 200 мм, на которых выполнены лабиринты. Испытания проводились при радиальных зазорах s = 0,5 – 2,5 мм, высота гребней h = 5 – 15 мм, шаг t = 6 – 24 мм, у ступенчатых конструкций осевой разбег с = 6,5 – 35 мм, высота выступов h = 3,5 – 15 мм. Испытательная установка работала при подаче воздуха под давлением до 0,6 МПа с выходом в атмосферу через раходомерное устройство. Условия опытов весьма приближенно отражали реальные: щели уплотнения плоские, отсутствие вращения вала и т.п.
Рисунок 1.14 – Разрез экспериментальной установки
Испытано три типа уплотнений: типу А соответствуют прямоточные уплотнения, Б и В ступенчатые (В – с увеличенным числом коротких гребней).
По результатам испытаний были получены значения коэффициентов расхода µ исследуемых конструкций. Помимо экспериментальных точек получены результаты теоретического расчета, учитывающего сужение струи в зазоре при различных условиях входа, что позволило выявить наличие зависимости оптимального шага от s/h, что качественно согласуется с данными .
В качестве расходной характеристики было введено понятие расчетного зазору µ0 = µ s / s0, коэффициента расхода, приведенного к где s0 = s + r (1 cos 0).
Из рисунка 1.15 видно что коэффициент расхода уплотнения с гладким валом имеет существенно выше коэффициент расхода µ чем ступенчатая конструкция, что подтверждается опытами С.М. Шляхтенко (рис. 1.7), где среди испытанных конструкций (кроме варианта е), имеющих одинаковую длину, наилучшие результаты также показала ступенчатая геометрия, вариант г.
Рисунок 1.15 – Влияние геометрии на коэффициент расхода лабиринтных уплотнений µ: а) - варианты А и Б; б) - вариант В Уплотнение с гладким валом оказалось примерно на 80% хуже по эффективности чем ступенчатое.
Данные из (рис. 1.16) позволили определить оптимальную геометрию для исследованных типов уплотнений, а именно: в уплотнении с гладким валом, с углом 0 900 наименьшая протечка наблюдается при (t / h)опт 2,5.
Показана возможность повышения эффективности уплотнения с гладким валом за счет наклона гребней по течению, что способствует более полному гашению кинетической энергии струи. При больших значениях радиального зазора в уплотнении мм) ступенчатые уплотнения более (s 0,4 предпочтительны, в отличии от малых значений (s 0,4 мм) где лучше использовать уплотнение с гладким валом. Выявлено, что чрезмерно малые размеры камер уплотнения приводят к с снижению его эффективности.
– – –
увеличивает протечку на 10 – 30% вблизи крайних положений, а при больших зазорах, смещение уже влияния не оказывает. Анализ опытных данных позволил выявить,что для конструкции II оптимальной является камера квадратного сечения. Во всех рассматриваемых уплотнениях (рис. 1. 17, а) наблюдается уменьшение коэффициента расхода µ с увеличением радиального зазора уплотнения что характерно для ступенчатых уплотнений.
s, а) б) Рисунок 1.17 – Исполнения исследованных уплотнений (а), поправка на толщину кромки гребня (б) Данное явление происходит из – за уменьшения коэффициента сужения струи с увеличением зазора s, приближаясь к идеально острой кромке.
В отличии от экспериментальных исследований В. Г. Орлика, в работе экспериментальная установка А.Г. Костюка, позволяла исследовать не упрощенные плоские, а кольцевые модели лабиринтных уплотнений.
Исследованные модели (рис. 1.18, а) имели равную протяженность вдоль оси вращения и диаметры. Верхняя часть уплотнений имеет статорное расположение, нижняя – роторное. Количество гребней не менее 10.
На рис. (1. 18, б) приведены расходы через испытанные модели, отнесенные к расходу через уплотнение с гладким валом (I), а для моделей IV и V показано влияние осевого относительного смещения ротора х = х / tcт, где х – смещение относительно статора.
– – –
В экспериментах измерялась величина протечки через уплотнение m и определялся коэффициент расхода µ. В таблице 1.2 приведены результаты, полученные при р1 / р2 = 0,7...0,8.
– – –
Из полученных результатов видно, что при наличии значительных осевых смещений ротора наиболее подходят уплотнения IV и V. Наименьшую величину протечки имеют уплотнения II и III, но при наличии осевых смещений ротора быстро выходят из строя. Следует отметить, что варианты IV и V имеют резерв повышения экономичности, за счет уменьшения шага между гребнями.
1. 6 Цель и задачи исследований
усовершенствование методов расчета и Цель исследования – проектирования лабиринтных уплотнений валов пневмоагрегатов на основе углубленного исследования и моделирования рабочего процесса.
Задачи исследования:
Отработать методику численного моделирования течения газа в лабиринтном уплотнении с использованием программного комплекса и провести ее верификацию;
Создать универсальный экспериментальный стенд для исследования характеристик лабиринтных уплотнений, в условиях максимально приближенных к реальным, и усовершенствовать методику физического моделирования лабиринтных уплотнений на основе теории подобия;
Провести экспериментальные и численные исследования закономерностей влияния геометрических и режимных параметров на структуру течения и интегральные характеристики уплотнений;
Определить особенности процесса расширения газа и выполнить поэлементный анализ гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения;
Усовершенствовать методику расчета протечки газа через лабиринтное уплотнение;
Математическое и программное обеспечение вычислительных машин, комплексов и компьютерных сетей ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель д.ф.-м.н....» ШАХТЫ «САДКИНСКАЯ», ВОСТОЧНЫЙ ДОНБАСС) 25.00.16 – «Горнопромышленная и нефтегазопромысловая геология, геофизика, маркшейдерское дело и...» ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ ПОКРЫТИЙ И ПОРИСТЫХ ПЛЕНОК Специальность 05.16.06 –Порошковая металлургия и...»
«Бегляров Рафаэль Рубенович СНИЖЕНИЕ ПОТЕРЬ ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ ПРИ РАБОТЕ МОБИЛЬНЫХ МЕЛИОРАТИВНЫХ НАСОСОВ ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ СИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОПРИВОДА Специальность: 05.20.02 – Электротехнологии и электрооборудование в сельском хозяйстве Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель доктор...»
«ЯКУНИНА НАТАЛЬЯ ВЛАДИМИРОВНА МЕТОДОЛОГИЯ ПОВЫШЕНИЯ КАЧЕСТВА ПЕРЕВОЗОК ПАССАЖИРОВ АВТОМОБИЛЬНЫМ ТРАНСПОРТОМ ПО РЕГУЛЯРНЫМ МАРШРУТАМ 05.22.10 – Эксплуатация автомобильного транспорта Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук Научный консультант: д-р техн.наук, профессор А.П.Фот Оренбург – 20 СОДЕРЖАНИЕ Введение...»
«Брыкалов Сергей Михайлович МЕТОДОЛОГИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ И ИНСТРУМЕНТАРИЙ СТРАТЕГИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫМИ ПРЕДПРИЯТИЯМИ ВЕРТИКАЛЬНО ИНТЕГРИРОВАННЫХ СТРУКТУР АТОМНОЙ ОТРАСЛИ 08.00.05 – Экономика и управление народным хозяйством (Экономика, организация и управление предприятиями, отраслями, комплексами: промышленность) Диссертация на соискание ученой степени доктора экономических наук...»
«КОСТИН АЛЕКСЕЙ ВЛАДИМИРОВИЧ МЕТОДИКА И СРЕДСТВА ОЦЕНКИ ВОЗДЕЙСТВИЯ ЭЛЕКТРОМАГНИТНОГО ПОЛЯ ЭЛЕКТРОСТАТИЧЕСКОГО РАЗРЯДА НА БОРТОВУЮ АППАРАТУРУ КОСМИЧЕСКИХ АППАРАТОВ Специальность 05.12.04 – Радиотехника, в том числе системы и устройства телевидения ДИССЕРТАЦИЯ на...»
«ИЛЬИНЫХ ГАЛИНА ВИКТОРОВНА ГЕОЭКОЛОГИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ТЕХНОЛОГИЙ ОБРАБОТКИ ТВЕРДЫХ КОММУНАЛЬНЫХ ОТХОДОВ РАЗЛИЧНОГО КОМПОНЕНТНОГО СОСТАВА Специальность 25.00.36 Геоэкология (строительство и ЖКХ) ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель – доктор технических наук,...»
«Блинов Виталий Леонидович РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПОВ ПАРАМЕТРИЧЕСКОГО ПРОФИЛИРОВАНИЯ ПЛОСКИХ РЕШЕТОК ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ ГТУ НА ОСНОВАНИИ РЕЗУЛЬТАТОВ МНОГОКРИТЕРИАЛЬНОЙ ОПТИМИЗАЦИИ 05.04.12 – Турбомашины и комбинированные турбоустановки Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических...»
«РЫЧКОВ ДМИТРИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ ИССЛЕДОВАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ СИСТЕМ ПРОМЫСЛОВОЙ ПОДГОТОВКИ ПРОДУКЦИИ НЕФТЕГАЗОКОНДЕНСАТНЫХ МЕСТОРОЖДЕНИЙ Специальность 25.00.17 – Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель кандидат технических наук, Нестеренко А. Н. Тюмень – СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ 1...»
«ЕФИМОВ АЛЕКСЕЙ МИХАЙЛОВИЧ ФОРМИРОВАНИЕ И ОЦЕНКА МАРКЕТИНГОВЫХ КАНАЛОВ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ПРОДУКЦИИ ПРОИЗВОДСТВЕННОЙ ОРГАНИЗАЦИИ Специальность 08.00.05 – Экономика и управление народным хозяйством (маркетинг) Диссертация на соискание ученой степени кандидата экономических наук Научный руководитель: доктор экономических наук,...»
«Полякова Вероника Васильевна ОСОБЕННОСТИ СТРУКТУРЫ И МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА УЛЬТРАМЕЛКОЗЕРНИСТОГО СПЛАВА Ti-6Al-7Nb ДЛЯ МЕДИЦИНСКИХ ПРИМЕНЕНИЙ 05.16.01 – Металловедение и термическая обработка металлов и сплавов Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель: д.т.н. Семенова...»
«ХОХЛОВ Дмитрий Юрьевич СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЙ И СРЕДСТВ ОБЕСПЕЧЕНИЯ БЕСПЕРЕБОЙНОГО ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ ПРЕДПРИЯТИЙ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА Специальность: 05.20.02 – Электротехнологии и электрооборудование в сельском хозяйстве ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель...»
2016 www.сайт - «Бесплатная электронная библиотека - Авторефераты, диссертации, конференции»
Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам , мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.
Изобретение относится к уплотнениям подшипниковых и шарнирных узлов. Лабиринтное уплотнение содержит уплотнительное кольцо прямоугольного сечения из конструкционного полимерного материала, зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения - валу или корпусе и установленное торцовыми поверхностями по посадке скольжения в радиальную прямоугольного сечения канавку другой детали пары вращения. Радиальная канавка выполнена глубиной t=2÷2,2 с, где с - толщина кольца. Изобретение повышает герметичность уплотнения. 2 з.п. ф-лы, 6 ил.
Изобретение относится к уплотнению пар вращения (вал - корпус, подшипники скольжения и качения, шарниры и т.п.) и может быть использовано в общем и специализированных отраслях машиностроения, преимущественно для уплотнения подшипниковых и шарнирных узлов.
Известно лабиринтное уплотнение, выполненное в виде составной лабиринтной втулки с крышками [А.Г.Комиссар. Уплотнительные устройства опор качения. М., Машиностроение, 1980, с.37, рис.196].
Недостатками указанного решения является сложная конструкция ввиду наличия в конструкции одного уплотнения увеличенного количества (не менее трех) деталей, что приводит к увеличению трудоемкости изготовления и сборки узла.
Наиболее близким по технической сущности и достигаемому эффекту к предлагаемому является лабиринтное уплотнение, состоящее из упругих круглого сечения уплотнительных колец, посаженных на вал с натягом и установленных с зазором по периметру в прямоугольного сечения радиальные канавки в корпусе, составляющем пару вращения с валом .
Недостатком данного уплотнения является недостаточная герметичность ввиду наличия больших зазоров в соединении его деталей. Такое уплотнение по условию его сборки может быть выполнено только при изготовлении упругих колец из материала типа резины.
Задачей предлагаемого изобретения является повышение герметичности уплотнения.
Поставленная задача решается тем, что в лабиринтном уплотнении, содержащем зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения и входящее в радиальную канавку прямоугольного сечения в другой детали пары вращения уплотнительное кольцо из конструкционного полимерного материала выполнено прямоугольного сечения и установлено в радиальную канавку торцовыми поверхностями по посадке скольжения, при этом глубина канавки t=1-2,2 с, где с - толщина кольца. Одна из деталей пары вращения может быть снабжена закрепленной в ней обоймой с радиальной канавкой. При выполнении пары вращения в виде подшипника качения уплотнительное кольцо может быть установлено в радиальную канавку на внутреннем или наружном кольцах подшипника.
Выполнение уплотнения с уплотнительным кольцом прямоугольного сечения из конструкционного полимерного материала с установкой его торцовыми поверхностями по посадке скольжения в радиальную канавку прямоугольного сечения заявляемых размеров в одной из деталей пары вращения создает плотный контакт трущихся по торцовым плоским поверхностям деталей и тем самым обеспечивает повышенную герметичность уплотнения.
Глубина радиальной канавки t обусловлена условием возможности сборки устройства. Заявляемая глубина позволяет беспрепятственно установить уплотнительное кольцо в радиальную канавку, используя допускаемую деформируемость уплотнительного кольца из конструкционного полимерного материала, а также возможность при этом необходимого радиального смещения уплотнительного кольца в радиальной канавке. Уменьшение глубины канавки t менее 2 с, где с - толщина кольца, не позволяет установить кольцо в канавку; увеличение глубины канавки t более 2,2 с - нецелесообразно из-за достаточности условия сборки величины глубины в указанном верхнем пределе.
Материалом для изготовления уплотнительного кольца может быть конструкционный полимерный материал, преимущественно составляющий антифрикционную пару трения с материалом детали пары вращения с выполненной в ней радиальной канавкой, например полиамид или полиформальдегид в паре со стальной деталью.
Выполнение лабиринтного уплотнения с обоймой, закрепленной на одной из деталей пары вращения, позволяет выполнять радиальную канавку с установкой в ней уплотнительного кольца не в самом корпусе или на валу, а в этой обойме, что способствует достижению повышенной герметизации, вследствие возможности использования более совершенной технологии изготовления и сборки деталей устройства.
Встроенное во внутреннее или в наружное кольца подшипника качения лабиринтное уплотнение позволяет обепечить более высокую герметичность уплотнения. Герметизация в этом случае превосходит таковую в известном уплотнении в виде защитной шайбы, устанавливаемой с радиальным зазором больше радиального зазора в самом подшипнике.
Фиксирование уплотнительного кольца на вал или корпус с определенным расчетным натягом, во-первых, обеспечивает герметичность в соединении, а, во-вторых, дает возможность при необходимости осевого смещения деталей пары вращения под нагрузкой - для обеспечения нормальной работы устройства. Также фиксирование уплотнительного кольца на вал или корпус может быть выполнено и другими способами, например клеевым соединением по торцовой поверхности или прижимом по торцовой поверхности посредством резьбовых деталей.
Предлагаемое лабиринтное уплотнение проиллюстрировано на фиг.1-6, где на фиг.1 показано уплотнение с радиальной канавкой в корпусе, на фиг.2 - уплотнение с радиальной канавкой на валу, на фиг.3 - уплотнение с обоймой, посаженной в корпус, на фиг.4 - уплотнение с обоймой, посаженной на вал, на фиг.5 - уплотнение с уплотнительными кольцами, установленными в радиальные канавки во внутреннем и наружном кольцах подшипника качения, на фиг.6 - уплотнение с уплотнительными кольцами, помещенными в обоймы, встроенные во внутреннее и наружное кольца подшипника качения.
Лабиринтное уплотнение содержит уплотнительное кольцо 1, зафиксированное посредством посадки с натягом на вал 2 (фиг.1). Уплотнительное кольцо 1 из конструкционного полимерного материала выполнено прямоугольного сечения, установлено торцовыми поверхностями а и в по скользящей посадке в радиальной канавке 3 прямоугольного сечения, выполненной в корпусе 4.
На фиг.2 уплотнительное кольцо 1 помещено в радиальную канавку 5, выполненную на валу 2.
Уплотнительное кольцо 1 помещено в радиальную канавку 3 или 5, выполненную соответственно в обойме 6 или 7, закрепленную в корпусе 4 (фиг.3) или на валу 2 (фиг.4).
Уплотнительное кольцо 1 установлено в радиальную канавку 3 или 5 соответственно на наружном 9 и внутреннем 8 кольцах подшипника качения (фиг.5).
Обоймы 6 и 7 с установленным в них уплотнительным кольцом 1 встроены соответственно во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения (фиг.6).
Лабиринтное уплотнение работает следующим образом.
Производят сборку лабиринтного уплотнения: в радиальную канавку 3 в корпусе 4, заполненную пластичной смазкой, путем упругой деформации и радиального смещения устанавливают уплотнительное кольцо 1. При необходимости (если отсутствует заходная фаска на валу) выверяют положение уплотнительного кольца 1 в радиальной канавке 3 соосно отверстию в корпусе 4, после чего вставляют по посадке с натягом вал 2. Аналогично выполняют сборку уплотнения при выполнении радиальной канавки 5 на валу 1. При выполнении уплотнения с обоймами 6 или 7 производят предварительную установку уплотнительного кольца 1 в радиальные канавки 3 или 5 обойм, после чего обоймы монтируют в корпус 4 или на вал 2. Сборку уплотнения, встроенного во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения, производят аналогично - после сборки самого подшипника.
В процессе вращения одной из деталей пары вращения - вала 2 или корпуса 4 - уплотнительное кольцо 1, зафиксированное на одной из деталей пары вращения и помещенное при сборке в заполненную смазкой радиальную канавку 3 или 5 в другой детали пары вращения, скользит по торцовым поверхностям а и в радиальной канавки. Также работает уплотнение с уплотнительным кольцом, помещенным в радиальную канавку 3 или 5, выполненную в обоймах 6 и 7. Аналогично работает уплотнение, встроенное во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения.
Выполнение лабиринтного уплотнения в совокупности с предлагаемыми особенностями конструкции, материалом и соотношением размеров обеспечивает повышение герметичности устройства с возможностью его изготовления и сборки.
Опытные образцы уплотнения изготовлены в ОАО "УРАЛ", г.Челябинск, и прошли успешно испытания в катках гусеничного хода бульдозеров, работающих в загрязненной абразивной среде. После нормативного срока работы уплотнение не подверглось износу, отсутствовало подтекание смазки.
Предлагаемое уплотнение может найти применение в различных отраслях машиностроения, в производстве серийных подшипников качения.
1. Лабиринтное уплотнение, содержащее уплотнительное кольцо, зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения и входящее в радиальную канавку прямоугольного сечения в другой детали пары вращения, отличающееся тем, что выполненное из конструкционного полимерного материала уплотнительное кольцо прямоугольного сечения установлено в радиальную канавку торцевыми поверхностями по посадке скольжения, при этом глубина канавки t=2÷2,2 с, где с - толщина кольца.
2. Лабиринтное уплотнение по п.1, отличающееся тем, что одна из деталей пары вращения снабжена закрепленной в ней обоймой с выполненной в ней радиальной канавкой.
3. Лабиринтное уплотнение по п.1, отличающееся тем, что при выполнении пары вращения в виде подшипника качения уплотнительное кольцо установлено в радиальную канавку на внутреннем или наружном кольце подшипника.
стр. 1
стр. 2
стр. 3
стр. 4
стр. 5
стр. 6
стр. 7
стр. 8
стр. 9
стр. 10
стр. 11
стр. 12
стр. 13
стр. 14
стр. 15
стр. 16
стр. 17
стр. 18
стр. 19
стр. 20
стр. 21
стр. 22
стр. 23
стр. 24
стр. 25
стр. 26
стр. 27
стр. 28
стр. 29
стр. 30
УПЛОТНЕНИЯ ЛАБИРИНТНЫЕ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ И ГАЗОВЫХ ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
РТМ 108.020.33-86
Издание официальное
PTM 108.020.33-86 С. 9
дупреждения резкого возрастания утечек при износе необходимо, чтобы шаг гребней ротора был больше вероятных осевых перемещений *.
Перспективны сотовые уплотнения с мягкими заполнителями.
3.3. Размеры уплотнительных гребней
3.3.1. При выборе конструкции и геометрических размеров уплотнительных гребней (высота /г г, толщина у основания Ь 0) следует руководствоваться величиной изгибающих напряжений ц г от перепада давлений Api (t - порядковый номер гребня), сравнивая ее с пределом текучести о т для материала гребней при рабочей температуре с учетом коэффициента запаса n: ei^:o T /n.
Для статорных гребней коэффициент запаса на вероятную неравномерность величины зазора по длине уплотнений рекомендуется принимать равным 1,5; для роторных гребней с учетом возможного циклического характера напряжений и добавки от центробежных сил рекомендуется принимать п = 2.
3.3.2. Величина изгибающего напряжения определяется по следующей формуле:
3 г=ЗДPi(h r /b 0) 2 .
Здесь h T и Ь 0 следует выражать в одинаковых единицах измерения, например в миллиметрах; в одинаковых единицах должны быть выражены также ст,■ и Дpi.
Перепад давлений на г-й гребень определяется как разность давлений до и после него: Др;=
3.3.3. Давление за г-м гребнем р; определяется по формуле
I Г (z-i)p 2 0 + ip 2
Pi = \ -J-,
где z - количество гребней в уплотнении;
Ро, p z и Рк - начальное, конечное и критическое давление среды; р - давление среды в последнем зазоре:
P^Pz П РИ Р г >Рк, Р = Р* при p z ^p K ]
Рк = 1/ ^т-т = Р~~ для па Р а; рк = ,/-гтг~тГ~ ~ для воздуха.
у г -f 1,5 У z + 0,5
3.3.4. Согласно пп. 3.3.2 и 3.3.3 наибольший перепад получается на последний гребень, поэтому при равных толщинах гребней его и следует проверять на прочность, а в уплотнениях с выступами - и предпоследний, если он длиннее (см. табл. 2).
3.3.5. При сдвоенных гребнях давление в камере между ними понижено из-за эжекционного эффекта, поэтому на изгиб следует рассчитывать первый гребень из i-пары при увеличенном перепаде Ар". = l,7Apj.
3.4. Материалы уплотнительных гребней
3.4.1. Гребни уплотнений подвергаются тепловому и эрозионно-коррозионному воздействию рабочей среды и работают в условиях статического и циклического нагружения от перепада давлений и удара струи. Гребни ротора нагружены еще и центробежными силами.
В периоды пуска и изменений режима работы турбомашины возможны задевания вращающихся элементов за неподвижные. При этом за счет снижения коэффициента трения контактирующей пары должны быть обеспечены минимальный разогрев ротора в месте касания, минимальное его повреждение и минимальный износ гребней.
|
Материалы уплотнительных гребней Таблица 6 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
* См. также ОСТ 1 12605-76. 2 Заказ 133 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Продолжение табл. € |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
допускается повышенное содержание серы. Для одноконтурных АЭС не допускается применение материалов, содержащих кобальт.
3.4.3. Уплотнительные элементы статора могут изготавливаться из легкоизнашивающихся («прирабатывающихся») материалов. В концевых уплотнениях приводных турбин используются угольные (углеграфитные) кольца. В периферийных уплотнениях лопаточного аппарата паровых и газовых турбин могут использоваться легкоизнашивающиеся покрытия и вставки из мягких металлов типа армко-железа, композитной металлокерамики на основе порошков меди, никеля, мельхиора с наполнителями из углеграфита, нитрида бора («белый графит») и др.
3.5. Термокомпенсационные канавки на валу
3.5.1. В лабиринтных уплотнениях с радиальными зазорами при наличии гребней в статоре и отсутствии на роторе насадных защитных втулок, уступов и т. п. (см. п. 3.2.2) с целью предотвращения
погиба вала из-за односторонних задеваний его поверхности за уплотнительные гребни рекомендуется выполнять на валу термокомпенсационные канавки (черт. 5, а) определенной глубины (без учета высоты выступов).
3.5.2. В уплотнениях рекомендуемой конструкции с гибким креплением статорных элементов необходимая для эффективного снижения температурных напряжений от задеваний глубина канавок составляет 0,025 от диаметра вала, т. е. h K - 0,025Д При жестком креплении статорных элементов такая глубина канавок может быть допущена лишь для латунных гребней; при использовании более твердых материалов глубина термокомпенсационных канавок h K должна быть увеличена: в случае изготовления статорных гребней из бронз или нейзильбера температурные напряжения, равные пределу текучести, могут достичь глубины 0,05d, а при гребнях из стали, никеля, монель-металла и других тугоплавких материалов - глубины 0,075Д
3.5.3. Для эффективного снижения температурных напряжений от задеваний в межканавочной зоне необходимо, пользуясь графиком черт. 5, б, выдерживать определенные соотношения между шагом и глубиной термокомпенсационных канавок: при t K /h K = 5 напряжения снижаются в два раза по сравнению с валом без канавок; при t K /h K = 2,5 - в шесть раз; при t u /h K = 1 напряжения в межканавочной зоне практически отсутствуют.
3.5.4. Термокомпенсационные канавки на валу вызывают концентрацию температурных напряжений, возникающих при изменении температурного режима турбомашины. Для повышения маневренности и увеличения моторесурса турбомашины необходимо снижать коэффициент концентрации напряжений за счет надлежащего выбора соотношений между шагом, глубиной и радиусом скругле-ния профиля канавок, пользуясь графиком на черт. 5, в *.
Для более полного анализа следует обратиться к РТМ 108.021.103-85.
PTM 108.020.33-86 С. 11
В случае невозможности обеспечить заданный моторесурс при наличии канавок следует отказаться от них и пойти на увеличение радиального зазора в уплотнении согласно п. 3.2.2 и табл. 4 или применить уплотнение, не требующее канавок (например, с уступами, защитными втулками на валу, гребнями только на роторе, гарантированно-бесконтактное уплотнение типа Д-см. табл. 2, в некоторых случаях - «елочное» уплотнение без втулок).
При отказе от канавок в безвтулочных уплотнениях с выступами на валу можно ограничиться увеличением зазоров б только во впадинах, что согласно пп. 5.3.2.2 лишь незначительно увеличит протечку: при отношении большего зазора к меньшему 62/61 -х расход при этом возрастет в уплотнениях типа В в 1/х 5) раз (при х - 2 приблизительно на 26%), а в уплотнениях типа Б -примерно
3.6. Гибкие уплотнения
3.6.1. Гибкие уплотнения (с подвижными сегментами на пружинах" см. п. 3.2.3) обеспечиваю сохранность уплотнительных гребней во время стоянки, вращения ротора валоповоротным устройством и при пусковых операндах, когда наиболее вероятно возникновение расцентровок ротора и статора. Особенно необходимо использование гибкой конструкции уплотнений в турбинах с гибкими роторами для уменьшения разогрева от трения при односторонних задеваниях вала о гребни при переходе через критическую частоту вращения, т. е. для предотвращения погиба (остаточного искривления вала).
3 6 2 В гибкой конструкции необходимую степень радиальной подвижности уплотнительных сегментов статора (люфт s - черт. 6, см. также табл. 5) рекомендуется определять по формуле
а >0,0016* (A - x)/D,
учитывающей влияние расстояния х данного уплотнительного кольца от опор ротора и корпуса турбомашины и и* пролета L (обозначения см. п. 2.1.3) на локальную стрелу их прогиба. При унификации уплотнений по всей длине ротора принимается s ma x>0,0004L 2 /D.
36 3 Сегменты гибких уплотнений могут деформироваться при пусках под воздействием радиального перепада температур, возникающего при прогреве или при задеваниях. Чтобы исключить при этом уменьшение уплотнительных зазоров, рекомендуется заплечики Т- пли Г-образных хвостов делать сплошными по всей дуге сегмента, а чтобы сохранить радиальную подвижность сегментов, их размеры рекомендуется ограничить величиной 200-250 мм по хорде (при выборе люфта согласно
3.64 При работе турбомашины под нагрузкой сегменты прижимаются в сторону вала к заплечикам паза не только пружинами, но и давлением среды, для чего полость паза сообщается с входной стороной сегмента пропилами в заплечиках или специальными сверлениями. Давления на входе в сегмент р 0 и на выходе из него р 2 (где г -количество гребней в сегменте), а также давление в последнем зазоре р находятся по начальному и конечному давлениям отсека и общему количеству его
гребней с помощью формул п. 3.3.3.
Радиальное прижимное усилие N от перепада давлений на внешнюю и внутреннюю стороны сегмента с учетом его ширины В и вылета выходной полочки С (см. черт. 6) вычисляется по формуле
0,33-0,67 (р/р 0)*/(1 + plp 0) - (:1 - PiPo),
С. 12 РТМ 108.020.33-86
где I - хорда сегмента;
PlPo = Pz!Po при р г 1Ро>Р*Ро, но Р, ! Ро = Рк/Р» при pjp 0 < pjp 0 \
Рк/Ро = 0,85 Уz + 1,5 -для пара; р к p t - 0,65; У z-\- 0,5 -для воздуха.
3.6.5. Во избежание зависания сегмента в отжатом положении, что привело бы к возрастанию утечки, радиальное прижимное усилие должно превосходить силу трения F между щекой сегмента и пазом, возникающую от осевого перепада давлений на сегмент:
N > F ^ f (р 0 - р г)А1,
где А-толщина сегмента, включая среднюю высоту гребней (см. черт. 6); / - коэффициент трения (в случае трения покоя f~l).
Это налагает следующее условие на соотношение геометрических размеров сегмента:
/а/в + с/в < о.зз (1 +pip 0 -2p 2 lpl) (1 + р/рУ 1 О ~+/А+Л
которое при имеет вид
/А/В + С/В < 0,33 ;
при р 2 <Рк для пара
fAlB + С/В < 0,33 (1 -pjpy 1 (1 -1,44 (z + 1.5)- 1 [ 1 +0,85(z + 1,5)-°*} - 1),
а для воздуха
fAlB + Cl В < 0,33(1 -+/Р,)- 1 (1-0,84 (z + 0,5)“ 1 -+
Указанное условие графически представлено также на черт. 6, где зона критических режимов построена для пара, но может быть использована (с некоторым запасом) и для воздуха. Из графика следует, что полная гарантия от зависания сегмента (в расчете на /=1) достигается за счет существенного ограничения толщины А и вылета полки С при увеличенной ширине В. Так, например, типовой сегмент (С/В = 0,3) с числом гребней 2=10, будучи использован в последнем отсеке камина ЦНД (Pz/po~0), имеет радиальное паровое усилие, направленное не на прижим, а на отжим.
Проверка геометрических размеров сегментов на отсутствие зависания производится с помощью графика черт. 6. Если при заданных значениях числа гребней сегмента 2, отношения давлений за и перед сегментом pzlpo и относительного вылета выходной полки С/В полученное из графика значение fA/B окажется меньше фактического (можно принять, что коэффициент трения покоя f= 1), то отжатый при работе турбины под нагрузкой сегмент не возвратится назад, и в соответствии с изложенным придется менять соотношения A/В, С/В или p z /po. Если окажется, что полученное из графика значение /Л/В<0, то давлением среды сегмент отжимается от вала.
3.6.6. Для начального центрирования сегментов служат пружины, выполняемые в виде пластинок, дужек или цилиндрических спиралей, охватывающих сегментные полукольца или устанавливаемых в радиальные гнезда каждого сегмента. По технологичности и стабильности свойств предпочтительным является последний вариант.
Пружины рассчитываются на удвоенный вес сегмента. Во" избежание перегрузки пружин нижних сегментов весом боковых последние рекомендуется фиксировать от смещения с помощью штифтов вблизи"горизонтального разъема в нижней половине.
3.7. Конструкция и температурные деформации корпусных деталей
3.7.1. При высокой температуре для уменьшения вероятности задеваний и обеспечения сохранности радиальных зазоров уплотнений необходимо выполнять следующее:
соблюдать равенство тепловой инерционности деталей ротора и охватывающих его корпусных деталей (вала и обойм его уплотнений, барабана или дисковой части ротора и соответствующих им внутреннего цилиндра или обойм диафрагм);
ослабить влияние горизонтального разъема в корпусных деталях за счет обогрева фланцев, применения ложных и разрезных фланцев, стяжных колец и т. п. * (черт. 7);
обеспечить возможно более полную симметрию верхних и нижних половин в отношении расположения разного рода патрубков и пр.;
назначать радиальные зазоры для верхней, нижней и боковых частей окружности дифференцированно с учетом вероятных температурных деформаций корпусных деталей.
3.7.2. Прогиб корпуса цилиндра из-за различия температур его верхней и нижней образующих рассчитывается по формулам РТМ 108.021.104-77.
Если в эти формулы подставить допустимые разности температур, то можно получить поправку для корректировки зазоров Дб в _„, на которую необходимо увеличить значение установочного зазора в нижней части окружности.
Расчет фланцевых соединений производится по ОСТ 108.021.110-84.
PTM 108.020.33-86 С. 13
3.7.3. Следует стремиться к равенству температур опор ротора и статора, например, наружных стенок корпуса подшипника, на который опираются лапы цилиндра, и внутренних стоек с вкладышем, несущих ротор. Неравенство температур опор должно быть учтено при назначении зазоров.
При разности температур опор At, их высоте h и коэффициенте температурного расширения а величина поправки к зазору вблизи опоры составит Аб оп = ссAth. При равенстве пролетов ротора и статора Ь р = Ьц или при расположении опор цилиндра между опорами ротора поправка к зазору на расстоянии x t от первой опоры цилиндра находится по формуле
Л %пх, --=ai^A Ln -ц-.
ушшшс
Если опоры статора горячее опор ротора, то зазоры по нижней образующей должны быть увеличены на величину поправки, если горячее опоры ротора, то увеличить следует верхние зазоры. Отрицательные поправки (уменьшение зазоров) вводить не рекомендуется. Боковые зазоры (в плоскости горизонтального разъема) не меняются.
Следует избегать статически неопределимого (продольно протяженного) опирания цилиндров (подобно цилиндрам паровых турбин, опирающимся на балкон выхлопного патрубка). В этом случае к весьма существенным расцентровкам согласно формуле могут добавиться расцентровки от искривления плоскости горизонтального разъема.
При раздельном опирании ротора и цилиндра на фундамент корпус уплотнения (камина) целесообразно жестко крепить к опоре ротора, а с цилиндром турбины соединять гибкой мембраной (черт. 8).
С. 14 РТМ 108.020.33-86
3.7.4. Корпусные детали, несущие уплотнения, как правило, омываются изнутри и снаружи потоками среды с различной температурой либо имеют внешние ободья, контактирующие с корпусом, температура которого отличается от температуры потока в уплотнении. Например, максимальное превышение kth температуры расточки над температурой обода диафрагмы k-й ступени цилиндра турбины с разгрузочными отверстиями в дисках ротора соответствует (с учетом начальной разности температур указанных потоков) разности энтальпий среды перед первой и рассматриваемой ступенями (см. черт. 12):
Деформация и расцентровка корпусных деталей с горизонтальным
разъемом при Д/ = / 2 - ^>0 Li k -uaI x -f- (l x - l K).
Если корпусную деталь (черт. 9) рассматривать как тело вращения с горизонтальным разъемом, свободно опертое у этого разъема по ободу, то при линейном возрастании температуры от внешнего радиуса г 1 к внутреннему г 2 на величину At имеет место увеличение боковых зазоров у разъема на величину
Дг = a.Atr x r 2 (г х - г 2) -1 =
АДtr x r 2 (1 - г.,) -1 == о.Atr x Ar.
При этом в разъеме у периферии появится неплотность, равная удвоенной величине подъема горизонтальной оси симметрии детали:
2h = 2a.Atr l -^- (1 -f- r-,) = 2a\tr l h.
Ось расточки нижней половины поднимется на величину
h n = aAtr^{\ + Л,)(1 ~г 2)~ 1 = Шг^ 0 .
Зазор по нижней образующей уменьшится на величину
h B -aAtr x (h 0 - Дг) - <хДtr x h m
а по верхней увеличится на
h B = a.A.tr х (2h - Л н) - aAtr x h B .
При обратной разности температур все деформации только поменяют знак, кроме изменения зазора по верхней образующей, которое совпадет с изменением его по нижней образующей:
hl - h n -o.Atr x {h H - Ar).
Изменения зазоров и появление неплотностей по
На черт. 9, где показаны рассмотренные деформации, представлены также необходимые для вычислений графики их относительных величин, разъему следует учитывать при расчете проте-
чек. Кроме того, в установочные значения зазоров следует вносить поправки на величину их уменьшения. Наличие мощного крепежа по разъему несколько уменьшает рассмотренные термоупругие деформации, но не устраняет их полностью. Стеснение деформаций при большой разности температур, возникающей особенно при нестационарных режимах, может привести к остаточному короблению корпусных деталей и разрыву крепежа.
Для уменьшения температурных деформаций деталей, несущих уплотнения, при проектировании необходимо выполнять следующее (черт. 10-12):
уменьшать внешний радиус г х за счет отказа от наружных ободьев и (или) перехода к составной конструкции;
Способы нейтрализации радиального градиента температур в обоймах
уплотнений
Перепуски пара для снижения температурных градиентов
С. 16 РТМ 108.020.33-86
применять термоэластичные конструкции;
уменьшать радиальную неравномерность температур за счет изоляции деталей или рациональной организации потоков среды, например ее перепуска от периферии к расточке диафрагмы;
применять независимую подвеску и поперечную центровку верхних и нижних половин детали с соответствующим уплотнением разъема.
4. УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА
4.1. Общие положения
4.1.1. В уплотнениях лопаточного аппарата потери экономичности, вызываемые протечкой, не ограничиваются дефицитом рабочего тела, совершающего работу, а дополняются изменением реакции, т. е. отклонением от расчетного режима, и искажением пространственной структуры рабочего потока вблизи уплотнения. Более того, приток (присос) рабочего тела через межвенцовое уплотнение, как правило, вызывает большую потерю, чем утечка, а утечки через вершины необандаженных лопаток могут несколько уменьшать потери от вторичных течений. (Вопрос о целесообразности бандажи-рования лопаточных аппаратов для повышения экономичности, особенно при барабанной конструкции ротора, остается открытым. Бандажирование рабочих колес влажнопаровых ступеней препятствует влагоудалению.)
В настоящем РТМ уплотнения лопаточного аппарата оцениваются лишь с точки зрения уменьшения протечек независимо от их направления и влия ния на течение в лопаточных каналах.
4.1.2. При необандаженных лопаточных аппаратах утечка среды имеет место лишь через зазоры по вершинам лопаток. Для уменьшения зазора без снижения надежности выполняют утоненные или
полые (иногда сменные) профили у вершин лопаток, наносят легкоизнашиваемые или абразивные покрытия на цилиндрическую поверхность сопряженной детали, придают ей ячеистую (сотовую) фактуру, выполняют на ней узкие кольцевые проточки или широкие канавки во всю ширину профиля, иногда с заглублением концевой части профиля; весьма эффективно введение положительной пере-крыши меридианных обводов направляющих и рабочих венцов (черт. 13).
4.1.3. В случае применения дисковой конструкции ротора направляющие и рабочие лопатки, как правило, выполняют обандаженными. Бандажная полка может быть отфрезерована заодно с профильной частью лопатки или изготовлена отдельно (клепаная, вальцованная конструкция). При размещении направляющих лопаток в диафрагмах роль бандажей играют обод и тело диафрагмы. При барабанном исполнении ротора направляющие и рабочие лопаточные аппараты и их бандажи имеют идентичную конструкцию. Поэтому в дальнейшем в РТМ в основном рассматриваются уплотнения рабочих обандаженных лопаточных венцов.
4.1.4. Эффективным средством уменьшения протечек через уплотнения лопаточного аппарата является выбор степени реактивности у корня и периферии рабочих лопаток, например, за счет использования ступеней со сниженным градиентом степени реактивности по высоте лопатки.
4.1.5. Уплотнения обандаженного лопаточного аппарата подразделяются на следующие функциональные подгруппы (черт. 14):
надбандажные;
межвенцовые (периферийные и корневые).
4.2. Надбандажные уплотнения
4.2.1. При цельнофрезерованных бандажных полках лопаток надбандажные уплотнения выполняются как обычные прямоточные или ступенчатые уплотнения с радиальными (А - Г в табл. 2 и табл. 5) или с осевыми зазорами (Д в табл. 2). В этом случае количество дросселей надбандажного уплотнения определяется осевой шириной бандажа и величиной относительных осевых перемещений роторных и статорных элементов. При клепаной конструкции бандажа удается разместить два-три дросселя.
PTM 108.020.33-86 С. 17
Рекомендуемые варианты конструктивного исполнения надбандажных уплотнений представлены на черт. 15. Для лучшей сохранности гребней ротора статорные вставки могут выполняться легкоиз-нашиваемыми за счет применения сотовой конструкции или мягких материалов и покрытий.
Схема уплотнений лопаточного аппарата
Варианты конструктивного исполнения надбандажных уплотнений
a - с - клепаные ленточные бандажи; ж, з - цельнофрезерованные бандажные полки; а, г, д, з - ЛМЗ; б, в - ХТГЗ; е, ж - ТМЗ
3 Заказ 133
С. 18 РТМ 108.020.33-86
4.2.2. На надбандажные уплотнения распространяются рекомендации разделов 1, 2 и 3 по выбору величин радиальных зазоров, люфта сегментов, материала и размеров уплотнительных гребней, а также условия применимости различных конструкций. Дополнительным средством повышения экономичности и надежности является использование принципа температурного управления зазорами, когда после пуска и прогрева происходит уменьшение периферийных зазоров, например, за счет различия в коэффициентах температурного расширения деталей.
4.2.3. Надбандажные уплотнения с радиальными зазорами (особенно прямоточные) при статических и динамических рас-центровках являются источником дополнительных сил, возбуждающих автоколебания ротора: кроме сил, обусловленных окружной неравномерностью давлений в самих уплотнениях, они вызывают усилия, возникающие из-за окружной неравномерности расхода через лопаточные аппараты рабочих венцов.
у корня присосов
4.2.4. Для лучшей сохранности радиальных зазоров статорные элементы над-бандажных уплотнений рабочих колес дисковой конструкции предпочтительнее крепить к ободу диафрагмы, чем размещать в обойме или непосредственно в корпусе цилиндра.
4.3. Межвенцовые уплотнения 4.3.1. Корневые уплотнения могут иметь как осевые, так и радиальные уплотняющие зазоры, образуемые выступами и гребнями. Иногда осевой межвенцовый зазор рабочих лопаток выполняется без специального уплотнения, но для уменьшения потерь от снабжается направляющими и закручивающими устройствами.
4.3.2. Периферийные уплотнения, как правило, имеют осевые уплотняющие зазоры, образуемые торцевыми плоскостями и заостренными кромками бандажей направляющих и рабочих лопаточных аппаратов. Уплотнение рабочих венцов по периферии рекомендуется выполнять как по входной, так и по выходной кромке бандажа, особенно при барабанной конструкции ротора и в цилиндрах с двухпоточной и петлевой схемой течения. При больших осевых разбегах целесообразен переход на радиальные уплотняющие зазоры («усик под бандаж»).
|
УДК 621-135-762 (&83.75) РУКОВОДЯЩИЙ |
ТЕХНИЧЕСКИЙ Группа Е23 МАТЕРИАЛ |
Взамен РТМ 24.020.33-75
УПЛОТНЕНИЯ ЛАБИРИНТНЫЕ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ И ГАЗОВЫХ ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
Дата введения 01.07.87
Настоящий руководящий технический материал (РТМ) распространяется на концевые и диафрагменные лабиринтные уплотнения стационарных паровых и газовых турбин и компрессоров, на уплотнения их лопаточного аппарата, а в части расчета протечек и на щелевые уплотнения штоков клапанов.
1. ИСХОДНЫЕ СВЕДЕНИЯ О ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ1.1. Назначение
Лабиринтные уплотнения служат для ограничения утечек рабочей среды вдоль вала из корпуса турбомашины и перетечек между ступенями и лопаточными венцами ротора и статора. Они принадлежат к так называемым бесконтактным уплотнениям и представляют собой ряд последовательно расположенных друг за другом узких кольцевых щелей - зазоров и более или менее просторных камер. Зазоры между ротором и статором образуются их кольцевыми поверхностями и заостренными кромками гребней, разделяющих камеры. Частными случаями являются бескамерное уплотнение (одиночный дроссель) и щелевое (без гребней).
1.2. Принцип действия
Рабочий процесс в уплотнении - дросселирование - заключается в переводе разности потенциальных энергий среды разделяемых полостей в кинетическую энергию, а затем в тепло за счет гашения скорости трением. Ограничение утечки достигается следующими средствами:
уменьшением величины зазора;
уменьшением сечения струи в зазоре за счет создания отрывного течения заострением кромок гребней и резким изменением направления потока;
уменьшением скорости в зазоре путем дробления перепада давлений между полостями за счет увеличения числа гребней, а также путем более полного гашения скорости в камерах (в щелевых уплотнениях уменьшение скорости достигается также увеличением протяженности щелей).
Таким образом, принцип действия рассматриваемых уплотнений - пассивный, без отбора энергии от ротора.
1.3. Классификация
Классификация лабиринтных уплотнений может быть выполнена по признакам функционального, аэродинамического, геометрического, кинематического, конструктивного и технологического характера. Указанная классификация представлена в табл. 1.
PTM 108.020.33-86 С. 19
4.3.3. Для уменьшения утечек в межвенцовый осевой зазор меридианные обводы рабочих и направляющих аппаратов выполняются со взаимной перекрышей (см. черт. 23).
Величина перекрыт выбирается с учетом радиального смещения Ai границы кольцевой струи, имеющей окружную составляющую скорости, с учетом расширения А 2 струи от ее торможения трением о неподвижную среду в открытом осевом зазоре, а также с учетом технологических отклонений А 3 диаметральных размеров бандажей лопаточных венцов и температурных деформаций А4 диафрагм на стационарном режиме работы турбины.
Прикорневая перекрыша (при положительной реакции у корня)
Д к > - Д, + Д 2 + Д3 + Д 4 ;
периферийная перекрыша
Д ^ Al ~Ь Д 2 4~ Д" Д4.
Составляющие перекрыш определяются по формулам:
1 ~ d tg2« 1 ’
Д 3 = 0,05й ос / sin а,;
Дк = Дк, + ДК.В t Дп = Дп.н + Дп.в.
Д 4 = а (t 2 -/,) (0,4D x - 0,Ш 2)/(1 - D 3 /D0.
В этих формулах:
бос - открытый межвенцовый осевой зазор; d - диаметр соответствующего меридианного обвода;
ai - угол выхода потока из предыдущего лопаточного аппарата на уровне соответствующего меридианного обвода; а - коэффициент линейного расширения тела диафрагмы, 1/К;
D\ и D 2 - диаметры обода и расточки диафрагмы соответственно;
t\ - температура обода диафрагмы, принимаемая по температуре пара перед ступенью; t 2 - температура расточки, принимаемая по линии дросселирования от первой из группы последовательно расположенных ступеней цилиндра.
Индексы «н» и «в» означают соответственно нижнее и верхнее отклонения радиального размера, определяемого по размерной цепи с учетом конструктивного исполнения венцов, а индексы «р» и «с» - принадлежность к роторному или статорному венцу.
4.3.4. Для уменьшения газодинамического возбуждения автоколебаний роторов ВД величину периферийной перекрыши рекомендуется выбирать по соотношению А п ^2б 0 с-
4.4. Контроль состояния периферийных уплотнений
В паровых турбинах с промежуточными отборами пара из цилиндра в эти отборы попадают утечки пара периферийных уплотнений предотборных ступеней, имеющие более высокую температуру, чем основной поток, и влияющие на температуру отбираемого пара.
|
*баз+ 27 3 "баз + 273 |
Об эксплуатационном изменении зазоров в периферийных межвенцовых и надбандажных уплотнениях в период между двумя моментами времени (I и II) судят по изменению относительной утечки через эти уплотнения AG yT , исходя из результатов измерения температур пара при близких значениях нагрузки турбины:
Здесь tотб - измеренное значение температуры пара в отборе;
/баз - измеренное значение базовой температуры, в качестве которой могут быть использованы температуры пара за цилиндром, в камере регулирующей ступени и (при отсутствии соплового парораспределения) перед цилиндром; с р - удельная теплоемкость пара.
Кроме того, в формуле используются расчетные номинальные значения следующих величин: б/ 0 тб, Оотс - расходы пара соответственно в отбор и через предотборный отсек; т] ог - внутренний относительный КПД ступеней пред отборного отсека;
Й 0 -располагаемый теплоперепад предотборного отсека, кДж/кг.
5. РАСЧЕТ ПРОТЕЧЕК5.1. Течение в зазоре
5.1.1. Расчетный зазор
5.1.1.1. При истечении через зазор б (черт. 18), образуемый гребнем с достаточно острыми кромками, струя претерпевает сужение, так что ее толщина "б, = рб, где р<1-коэффициент сужения.
|
Таблица 1 Классификация лабиринтных уплотнений |
||||||||||||||||||||||||||
|
||||||||||||||||||||||||||
|
2. ВЫБОР ТИПА УПЛОТНЕНИЯ |
2.1. Определяющие размеры
2.1.1. Определяющими размерами уплотнения (табл. 2) являются необходимые величины осевого разбега ротора с 1 и радиального зазора б. При проектировании турбомашины эти размеры назначаются с учетом вероятных радиальных и осевых взаимных перемещений ротора и статора под влиянием температурных, динамических и других эксплуатационных и технологических факторов.
2.1.2. Осевой разбег ротора с назначается из расчета осевых относительных перемещений согласно РТМ 108.021.104-77 и РТМ 108.020.16-83.
2.1.3. Исходную величину радиального зазора б (в мм) рекомендуется определять по эмпирической формуле, учитывающей влияние различных конструктивных и эксплуатационных факторов:
Ьт=аТ + 0,25.
Здесь а-наибольший из коэффициентов температурного расширения для мате
риалов статора или ротора турбомашины, 1/К;
7 - наибольшая температура рабочей среды в корпусе турбомашины, К; d - диаметр кольцевого уплотнительного зазора, мм;
L = (7-р + /, ц) 2, где Z, p и /, ц - пролет (расстояние между опорами) соответственно ротора и корпуса
турбомашины, мм;
х - (л; р + -Х ц)/2, где х р и - расстояние от данного уплотнительного гребня до ближайшей опоры
соответственно ротора и корпуса, мм;
D - диаметр наружного корпуса в середине пролета, мм.
Реально устанавливаемые одинаковые зазоры по отсекам уплотнений и проточной части должны быть не менее определяемых формулой.
Исходное значение зазора может быть скорректировано с учетом дополнительных факторов: конструктивных (см. пп. 3.2 и 3.7) и режимных (в маневренных турбинах установочная величина увеличивается на исходное значение).
2.1.4. Осевые габариты участка, занимаемого уплотнением, принимаются конструктивно исходя из необходимых размеров деталей ротора и статора, на которых размещаются уплотнительные элементы: концевые участки цилиндров с патрубками, диафрагмы, бандажи рабочих колес. Специальное увеличение осевых размеров участка ротора, занятого уплотнением, нецелесообразно, поскольку это приводит к увеличению общего пролета ротора и корпуса, что увеличивает необходимые величины радиальных зазоров не только на данном участке, но и во всех остальных уплотнениях, уменьшает критическую частоту вращения и виброустойчивость ротора и в итоге снижает экономичность и надежность турбины.
PTM 108.020.33-86 С. 3
2.2. Типы уплотнений
2.2.1. Выбор типа уплотнений производится из условия достижения минимальной протечки при заданных осевых и радиальных габаритах участка, отводимого под уплотнение, и при заданных определяющих размерах (осевом разбеге с и радиальном зазоре б), обеспечивающих эксплуатационную надежность.
2.2.2. Уплотнения выбираются по аэродинамическому признаку, характеризующему траекторию движения потока между соседними зазорами. В прямоточных (сквозных) уплотнениях уплотнительные зазоры располагаются на одинаковых диаметрах, осевой разбег не ограничен (с = оо) и поток движется вдоль цилиндрической поверхности с прямолинейной образующей. В ступенчатых уплотнениях соседние зазоры расположены на разных диаметрах (с перекрышей), что ограничивает осевой разбег и вместе с тем заставляет поток двигаться зигзагообразно, периодически меняя направление. К применению в турбомашинах рекомендуется пять основных типов уплотнений (см. табл. 2)* с оптимальными соотношениями геометрических размеров. Уплотнительные зазоры в первых четырех ти-
Уплотнения других типов - см. ОСТ 1 12605-76.
пах уплотнений (прямоточное и три разновидности ступенчатого)-радиальные, а в пятом типе (гарантированно-бесконтактное)- осевые, поэтому величина радиального зазора в нем не ограничена.
Каждый тип уплотнения имеет предпочтительную область применения (черт. 1 и табл. 3) в зависимости от требуемых величин осевого разбега и радиального зазора (см. пп. 2.1.2 и 2.1.3).
2.2.3. Уплотнения с радиальными зазорами, особенно прямоточные, оказывают центрирующее действие на ротор, связанное с появлением окружной неравномерности давления при расцентровках. Закрученность потока при статической расцентровке вызывает дополнительное усилие, смещенное по направлению в сторону вращения. Статические радиальные усилия в уплотнениях влияют на нагру-женность опорных подшипников турбомашины. При динамических расцентровках (прецессия ротора) в уплотнениях появляются циркуляционные газодинамические силы, возбуждающие автоколебания гибкого ротора в совокупности с циркуляционными силами масляного слоя, зависящими от нагруженное™ опорных подшипников.
|
Таблица 3 Выбор типа уплотнений в зависимости от необходимых значений радиального зазора и осевого разбега |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Примечания: 1. Буквы А, Б, В, Г, Д соответствуют обозначению типа уплотнении в табл. 2 и на черт. I. |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Для предотвращения автоколебаний требуется выполнение специальных мер по соблюдению центровки корпусных деталей уплотнений, по уменьшению закрутки потока в уплотнениях, а в необходимых случаях - по созданию обратной закрутки, например за счет байпасирования нескольких первых зазоров через сверления, выполненные соответствующим образом в корпусных деталях (см. РТМ 108.021.05-82).
PTM 108.020.33-86 С. 5
2.3. Прямоточное уплотнение (тип А)
2.3.1. В рекомендуемом прямоточном уплотнении уплотнительные гребни расположены только в статоре или только на роторе. Высоту гребней следует принимать минимально возможной с точки зрения надежности и ремонтопригодности, но не менее удвоенного зазора (/i r >26). Шаг гребней должен быть примерно в 2,5 раза более их высоты (/~2,5Л Г).
2.3.2. Область предпочтительного применения прямоточного уплотнения - малые радиальные зазоры и большие осевые разбеги:
6 = 0,4 мм, с^Ю мм;
6 = 0,5 мм, с^20 мм;
6 = 0,65 мм, с^ЗО мм;
6 = 0,9 мм, с^40 мм;
6 = 1,2 мм, 50 мм.
На черт. 1 эта область лежит ниже линии L - L, а в табл. 3 обозначена буквой А. При возрастании зазора протечка в прямоточном уплотнении увеличивается пропорционально зазору в степени 1,3. При отклонении от рекомендуемой геометрии показатель степени может возрасти до 1,5-1,7.
2.3.3. Протечки в прямоточном уплотнении уменьшаются при наклоне гребней навстречу потоку (оптимальный угол 0юпт = 45 о, черт. 2, а) и при двустороннем расположении гребней (черт. 2,6). На протечку не влияет исполнение гребней (кольцевое или по винтовой линии). Однако отклонение от формы А (см. табл. 2) не способствует сохранению в эксплуатации исходной величины зазора и исходной конфигурации гребней вследствие возможных задеваний.
Прямоточные уплотнения с наклонными гребнями
а - одностороннее расположение гребней; б - двустороннее расположение гребней с различными
шагами t (нониусное)
2.3.4. Для ослабления газодинамического возбуждения автоколебаний ротора турбомашины в кольцевых камерах прямоточных уплотнений между гребнями статора выполняют перегородки (ячеистая, «сотовая» конструкция), уменьшающие закрутку потока в сторону вращения. Роторная часть уплотнения при этом может быть гладкой или иметь кольцевые гребни.
2.4. Ступенчатое уплотнение с выступами и чередующимися короткими и длинными гребнями (тип Б)
2.4.1. Высота выступов должна быть не менее утроенной величины зазора (h^36); ширина выступов может быть меньше ширины впадины не более чем на утроенную величину зазора (Ь^с - 36). Верхняя граница высоты выступов h^.c/2.
2.4.2. Область предпочтительного применения: зазоры 6 в пределах 0,4-1,0 мм; осевые разбеги с соответственно не более 12-14 мм. На черт. 1 эта область ограничена линиями L - L, М - М, N - N и О - О, а в табл. 3 обозначена буквой Б. Протечки в уплотнениях типа Б рекомендуемой геометрии пропорциональны зазору в степени 0,7. При отступлении от рекомендуемой геометрии протечки увеличиваются: в диапазоне 6= (0,6-0,8)А они пропорциональны первой степени зазора, а при 6>0,8h возрастают более резко.
2.5. Ступенчатое уплотнение с выступами и увеличенным числом коротких гребней (тип В)
2.5.1. Ширина выступов b и шаг t x коротких гребней выбираются равными между собой и должны быть не менее утроенной величины зазора (b = ti^36). Высота h выступов выбирается в пределах с/2>/г>36 (оптимально /г = с/3).
2.5.2. Область предпочтительного применения: верхняя граница зазора 6=1 мм; нижняя граница зазора в зависимости от осевого разбега:
с= 12 мм, 6 = 0,4 мм;
с = 20 мм, 6 = 0,5 мм;
с = 30 мм, 6 = 0,65 мм;
с = 40 мм, 6 = 0,9 мм.
На черт. 1 эта область расположена справа от линии М - М и ограничена лициями L - L, М - М и N - N, а в табл. 3 обозначена буквой В. Протечки в уплотнении типа В пропорциональны первой степени зазора.
С. 6 РТМ 108.020.33-86
2.5.3. Увеличенное число коротких гребней (тип В) предпочтительнее одиночных (тип Б) при осевых разбегах 124-18 мм и при радиальных зазорах соответственно 6 = 0,44-2,5 мм. На черт. 1 в области справа от линии М - М уплотнение типа В предпочтительнее уплотнения типа Б. Сдваивание коротких гребней при меньших значениях осевого разбега (в области слева от линии М-М, черт. 1) приводит к росту протечек на 10-20%, но допускается, если в рабочем положении против выступа располагается только один гребень, а второй свисает против хода пара.
2.6. Комбинированное ступенчатое уплотнение с чередующимися гребнями ротора и статора (тип Г)
2.6.1. Высота гребней комбинированного уплотнения должна составлять от одной четверти до половины осевого разбега (с/4^Л^с/2).
2.6.2. Комбинированное уплотнение предпочтительнее уплотнений с выступами при радиальных зазорах 6^1 мм. Область предпочтительного применения комбинированного уплотнения на черт. 1 расположена выше линии N - N и правее линии Р - Р, а в табл. 3 обозначена буквой Г. Протечки в уплотнении типа Г пропорциональны 8 0 ’ 7 .
2.7. Гарантированно-бесконтактное уплотнение (тип Д)
2.7.1. Гарантированно-бесконтактное уплотнение имеет регулярно чередующиеся гребни ротора и статора. Радиальный зазор между кромками гребней и дном лабиринтных камер соизмерим с высотой гребней. Уплотнительным зазором, определяющим протечку, является осевой зазор a = t - Ъ, который примерно вдвое меньше радиального. При осевых смещениях роторных гребней от среднего положения протечки в уплотнении Д уменьшаются. Оптимальная форма камеры - квадратная, т. е. высота гребней равна осевому разбегу (h = c). Величину просвета следует принимать равной примерно пяти сотым от высоты гребня (6--h«0,05 с).
Изменение просвета в пределах 0^8- /г^0,15с практически не изменяет протечки (кривая Л/с = 1 на черт. 37). Появление перекрыши и особенно ее увеличение за пределы 6 - h< - 0,05сувели-чивает протечку. Увеличение просвета за пределы 6 - Л>0,15 приводит к резкому возрастанию протечки из-за перехода от зигзагообразного характера течения к прямоточному.
2.7.2. Гарантированно-бесконтактное уплотнение предпочтительнее прочих, если необходимы большие радиальные зазоры и допустимы сравнительно небольшие осевые разбеги. При осевых разбегах с = б4-12 мм уплотнение типа Д предпочтительнее комбинированного типа Г с радиальными зазорами соответственно 6=1,74-3,0 мм, лучше уплотнения с выступами и чередующимися короткими и длинными гребнями (типа Б), имеющего радиальные зазоры 6=1,04-2,0 мм, превосходит уплотнение с выступами и сдвоенными гребнями типа В при радиальных зазорах в нем 6 = 0,84-1,6 мм и экономичнее прямоточного уплотнения типа А при зазорах в последнем 6^0,7 мм. Область предпочтительного применения гарантированно-бесконтактного уплотнения обозначена в табл. 3 буквой Д. При сравнении с уплотнениями типов Б, Г и А эта область на черт. 1 расположена левее линий О - О, Р - Р и R - R соответственно.
2.7.3. Достоинством гарантированно-бесконтактного уплотнения типа Д является его нечувствительность к радиальным расцентровкам, которые в других типах"уплотнений, и особенно в прямоточном (типа А), приводят к задеваниям, изменению протечек, эффекту центрирования и газодинамического возбуждения автоколебаний ротора.
2.7.4. Для разновидности уплотнения типа Д с перекрышей кромок гребней ротора и статора (уплотнение ТМЗ) оптимальные соотношения размеров представлены на черт. 3. При симметричном исполнении элементов ротора и статора (6i = 6 2 = 6, h\ = h 2 = h) и равных осевых зазорах (Ci = c 2) эти соотношения имеют вид:
А~0,7 . . . 1,45 (с,+ с 2 + 6); о 0,8 . . . 0,9А^0,55 . . . 1,25^ + с, + Ь).
PTM 108.020.33-86 С. 7
При изменении радиального зазора в уплотнении ТМЗ протечки меняются незначительно, благодаря чему оно не возбуждает низкочастотных автоколебаний ротора.
2.7.5. Уплотнение типа Д со сквозным просветом между кромками гребней ротора и статора (уплотнение ЦКТИ, черт. 4) формально является прямоточным, однако по зигзагообразному характеру течения и наличию ограничений в осевом разбеге ротора его, как и уплотнение ТМЗ, следует отнести к ступенчатым. Оптимальная форма его камеры-квадратная (h^c). Величину просвета следует принимать равной б - h « 0,05с, откуда б « 1,05 h ~ 1,05с.
Изменение просвета в пределах б - h = (-0,05... + 0,15)с практически не изменяет протечки (кривая h/c= \ на черт. 37), что благоприятно в отношении виброустойчивости ротора: за пределами указанного диапазона протечка увеличивается (особенно при увеличении просвета - из-за перехода к прямоточному характеру течения).
3. КОНСТРУКЦИЯ УПЛОТНЕНИЙ С РАДИАЛЬНЫМИ ЗАЗОРАМИ
3.1. Требования надежности
3.1.1. Выбор конструктивного исполнения уплотнений с радиальными зазорами производится с целью облегчения последствий вероятных радиальных задеваний между вращающимися и неподвижными элементами, для чего должны быть удовлетворены следующие требования эксплуатационной надежности:
безотказность, т. е. задевания в уплотнениях не должны приводить к вынужденному останову турбомашины, особенно с последующей заменой ротора или основных деталей корпуса;
долговечность, т. е. возможно меньшие износ или повреждаемость элементов уплотнения;
ремонтопригодность, т. е. простота замены изношенных или поврежденных деталей.
3.2. Конструкция уплотнительных элементов
3.2.1. Уплотнительные гребни следует выполнять отдельно от вала или корпуса (с применением зачеканки, на сменных деталях), что дает возможность заменять их в случае повреждения. Выполнение уплотнительных гребней как одно целое с валом или корпусом не рекомендуется. Вынужденное несоблюдение этой рекомендации должно компенсироваться повышением податливости статорных элементов или увеличением установочного радиального зазора на величину, равную исходному значению (п. 2.1.3).
3.2.2. Уплотнительные гребни могут располагаться как в статоре, так и на роторе. Уплотнения с гребнями только на роторе надежнее предохраняют вал от погиба. При наличии гребней в статоре для обеспечения надежности на случай задеваний рекомендуется предусматривать температурную компенсацию ротора в виде тепловых канавок на валу, насадных втулок с тепловыми зазорами, уступов и т. п., обеспечивающих свободу тепловых расширений нагреваемых от трения элементов. При вынужденном невыполнении этой рекомендации следует увеличить радиальный зазор на величину, равную исходному значению. Наиболее ремонтопригодными являются уплотнения с гребнями только в статоре, особенно на сменных деталях.
3.2.3. Конструкция крепления статорных деталей уплотнения может быть жесткой или гибкой (на пружинах). Жесткая конструкция не рекомендуется при наличии уплотнительных гребней в статоре и при гибкой конструкции вала, когда рабочая частота его вращения выше критической. Вынужденное применение жесткой конструкции в этих случаях должно компенсироваться соответствующим увеличением установочной величины радиального зазора (см. п. 3.2.4).
3.2.4. Условия применимости основных конструктивных типов лабиринтных уплотнений с радиальными зазорами сведены в табл. 4. На уплотнения ЦКТИ и ТМЗ эти условия не распространяются, так как у них уплотняющими являются осевые зазоры, а максимальная величина радиальных зазоров не лимитирована, и поэтому взаимные радиальные смещения ротора и статора для них не опасны.
|
Таблица 4 Условия применимости основных конструкций лабиринтных уплотнений с радиальными зазорами |
||||||||||||||||||
|
||||||||||||||||||
|
Примечание. Вынужденное невыполнение каждого из названных условий должно компенсироваться увеличением радиального зазора на величину, равную исходному значению. |
||||||||||||||||||
Рекомендуемые варианты конструктивного исполнения уплотнений с радиальными зазорами показаны в табл. 5. Варианты 1-6 представлены ступенчатыми уплотнениями типа Б и Г. Однако они легко трансформируются в прямоточные типа А или в ступенчатые типа В с увеличенным числом коротких гребней. Известное «елочное» ступенчатое уплотнение (п. 7 табл. 5) сравнительно более
1. Жесткое уплотнение с зачеканенными гребнями в роторе (рекомендуется для жесткого вала; при использовании с гибким валом требует увеличения зазора б)
Лучшая сохранность гребней ротора за счет приработки может быть достигнута и путем использования мягких, легко изнашивающихся вставок или покрытий статора (см. п. 3.4.3). Для пре-
Величина с соответствует осевому разбегу в точностью до толщины гребня Ь г.
Традиционно, в машинах и аппаратах широко используются бесконтактные устройства - лабиринтные уплотнения, помещенные между перемещающимися друг относительно друга двумя или более частями. Они состоят из ряда узких щелей, чередующихся с расширенными камерами. Такое уплотнение наиболее часто используется для герметизации пространства между стационарным корпусом и вращающимся валом.
Вал рабочего органа аппарата или машины с приводом, расположенным вне рабочего объема, снабжают лабиринтным уплотнением, которое надежно работают при достаточно высоких температурах. Оно предотвращают утечку жидкости (смазки) или рабочей среды (пар или газ), обеспечивает вращение на высоких скоростях, при этом исключается загрязнение окружающей среды за счет утечки рабочей среды. Для снижения подсоса в аппаратах (грануляторы, сушилки, печи, кристаллизаторы), работающих под небольшим разряжением, также используют лабиринтные уплотнения. В результате достигается изолирование рабочего пространства от внешней среды, предотвращается подсос атмосферного воздуха.
Лабиринтные уплотнения способны работать при высоких температурах и любых скоростях. В техническом плане они очень сложны, как в изготовлении, так и монтаже. В качестве уплотнения вала эти устройства применяются в газовых турбинах (в реактивных двигателях), паровых турбинах на электростанциях или на крупнотоннажных химических производствах, где тепло, выделяемое в результате химических реакций, используется для выработки пара высокого давления, энергия которого приводит в действие турбоагрегаты. Особый случай - использование уплотнений данного типа в шпиндельных двигателях, которые при работе достигают нескольких сот тысяч оборотов в минуту. Решающее преимущество - экстремально низкое трение, в результате которого возможно повышенное число оборотов.
Различают лабиринтные уплотнения ступенчатые и прямоточные. Уплотняющее действие основано на создании минимально возможного зазора сложной конфигурации между неподвижными и вращающимися деталями. Преимуществом лабиринтных уплотнений перед другими типами являются:
Неизнашиваемость деталей;
Внутреннее трение смазки достаточно мало;
Нет ограничения для окружных скоростей вала;
Простота эксплуатации.
Материал уплотнений выбирают в зависимости от назначения машин и аппаратов и условий их эксплуатации, главными из которых являются агрессивность среды, температура, давление, вязкостно-текучие характеристики рабочей среды и конструктивные особенности самого устройства. Лабиринтные уплотнения изготавливают из стали и алюминия с применением специальной и очень сложной технологии (включая процессы литья под давлением и другие), благодаря которой, достигается абсолютная конструкционная точность и гладкость уплотняющих поверхностей. В результате обеспечивается максимальная производительность (скорость вращения).
Некоторые виды лабиринтных уплотнений изготавливаются из высококачественных и высокопрочных пластмасс. Получаются устройства, отличающиеся высокой химической стойкостью к множеству веществ, бактерий и грибков. Это их качество имеет особую ценность для пищевой промышленности и производств потребительских товаров. Также они отличаются высокой коррозионной стойкостью к воздействию воды.
Контроль зазоров имеет большое значение для проектировщиков турбомашин и необходим для удовлетворения сегодняшних высоких требований по мощности, эффективности и срокам эксплуатации. Чрезмерные зазоры приводят к потерям в эффективности цикла, нестабильности потока и поступлению горячего газа в полости дисков. Недостаточные зазоры ограничивают потоки охлаждающей жидкости и вызывают истирание контактных поверхностей, перегрев расположенных ниже компонентов и повреждение поверхностей, что ограничивает срок службы компонентов. Специалисты уделяют особое внимание контролю зазоров, поскольку часто это самый экономичный метод повышения производительности системы.
Ключевые места уплотнения компрессора и турбины в промышленном двигателе показаны на рисунке 1.
- Истираемые уплотнения компрессора
- Истираемые уплотнения турбины
- Щеточное или истираемое уплотнение между ступенями
- Лабиринтное уплотнения подшипников
- Щеточное манжетное уплотнение высокого давления
Торцевое уплотнение
Для минимизации утечек между роторами и корпусами применяются радиальные, торцевые и радиально-торцевые уплотнения . Уплотнения подвижных соединений, применяемые в газотурбинном оборудовании можно подразделить на бесконтактные (щелевые) и контактные. Основные из них представлены в таблице 1.
Таблица 1 – Уплотнения подвижных соединений
| Класс | Тип уплотнения | Схема уплотнения (зазор в мм) | Ограничения | Эффективный зазор, мкм | ||
| скорость скольжения | температура | давление | ||||
| Бесконтактные | Лабиринтное |  |
нет огран. | 1200 и более | нет огран. | 50... 200 |
| Щеточное |  |
400 | 1000 | 1,2 на один ряд щеток | 40...165 | |
| Графитовое бесконтактное |  |
180 | 700 | 25 | 3...12 | |
| Контактные | Графитовое контактное | 100 | 700 | P*V=50 МПа·м/с | 10...20 | |
| Поршневые кольца, металлические набивки сальников |  |
80... 100 | 700 | P*V=50 МПа·м/с | 10...20 | |
 |
3 | Притертые пары 20...500 сальники 363...343 |
500 | 0 | ||
 |
1 | 310 | 600 (несколько манжет) | 0 | ||
Уплотнение торца лопатки
Щеточное уплотнение является первой простой, практичной альтернативой лабиринту, которое обеспечивает значительное улучшение производительности. Преимущества щеточных уплотнений по сравнению с лабиринтными включают:
- Снижение утечек
- Обеспечение отклонения вала из-за операций остановки/запуска и других переходных условий
- Малое занимаемое пространство в осевом направлении
- Более стабильные характеристики утечки в течение длительных периодов эксплуатации
Сухие газодинамические уплотнения
Уплотнения «газ-газ» («воздух-воздух»), работающие по принципу подшипника скольжения на газовой смазке, называют, скользящими сухими уплотнениями.
В опорах компрессоров промышленных газотурбинных двигателей наибольшее распространение получили торцевые сухие газодинамические уплотнения (СГДУ) производства компании John Crane.
В конструкции СГДУ Джон Крейн используется запатентованная компанией специальная форма спиральной канавки. Благодаря этой особенности сухие газодинамические уплотнения Джон Крейн полностью бесконтактны. Это делает их безопасным, высоконадежным, и долговечным решением для герметизации компрессоров, турбин, турбодетандеров.
- Седло из карбида вольфрама;
- Кольцо из графита;
- Пружины;
- Вторичные уплотнения;
- Металлические детали
Рисунок 7 – Конструкция сухого газодинамического уплотнения Джон Крейн
Рисунок 8 – Сухое газодинамическое уплотнение Джон Крейн Искра
СГДУ John Crane
Применяются в турбомашинах с 70-х годов прошлого столетия. Уже поставлено более 20 тысяч СГДУ Джон Крейн, суммарная наработка которых составляет свыше 200 млн. часов.
Особенности:
- Во время динамической работы зазор между седлом и торцом составляет около 5 мк, что сводит к минимуму износ.
- Конструкция седла в обойме предупреждает вторичное повреждение в случае выхода из строя седла.
Параметры эксплуатации:
- Температура: от -140°С до 315°С.
- Давление: до 450 бар изб.
- Скорость: до 200 м/с.
- Вал: до 330 мм.
СГДУ John Crane AURA TM
Новое поколение газовых уплотнений Джон Крейн Искра с увеличенным сроком эксплуатации и интервалами в техобслуживании, с низкими затратами на техобслуживание и потребностью в запасных частях.
Особенности:
- Уплотнение балансировочного диаметра – это запатентованная конструкция, включающая в себя держатель торца и упорную втулку.
- Вторичный полимерный уплотнитель за седлом и торцом препятствует утечке уплотнительного газа и повышает диапазон рабочих режимов.
Параметры эксплуатации:
- Температура: от -60°С до 220°С.
- Статическое давление: до 220 бар.
- Скорость: до 140 м/с.
- Размер уплотнения: 100-276 мм.
Статическое уплотнение в турбооборудовании
Уплотнения в местах с неподвижным или относительно медленным перемещением в турбомашине включают поверхность контакта или соединения между неподвижными компонентами (камеры сгорания , сопла , кожухи и т. д.) по всему каналу внутреннего охлаждения для минимизации или контроля потоков утечки между компонентами турбины. Как правило, соприкасающиеся элементы должны выдерживать относительное вибрационное движение с минимальным износом. Кроме того, они должны соответствовать параметрам теплового расширения и несоосности. Эффективное уплотнение в зонах статического контакта не только повышает эффективность и выходную мощность турбины, но также улучшает профиль температуры газового тракта. Для решения этих проблем были разработаны различные типы уплотнений. Рассмотрим основные из них.
Металлические уплотнения
Металлические уплотнения используются в условиях с более высокой температурой и давлением, когда резиновые и полимерные уплотнения не подходят. В турбомашинах применятся несколько конфигураций: c поперечным сечением O, C и E. На рисунке 9 показан пример использования металлических уплотнений в промышленной газовой турбине.
- E-образные уплотнения компрессора
- Уплотнения камеры сгорания
- Уплотнения топливной системы
- E-образные уплотнения турбины
- Разделенные уплотнения
Рисунок 9 – Металлические уплотнения газовой турбины Alstom GT26 300 МВт
Они представляют собой объединения тонких листовых металлов (прокладок) и слоев плотно сплетенной металлической ткани. В то время как прокладки предотвращают утечку и обеспечивают гибкость конструкции, внешние слои ткани добавляют объем (играют роль чехла, защищающего от износа тонкие прокладки) и толщину, без существенной жесткости. Типичная структура показана на рисунке 3.
- Обертывающая металлическая ткань
- Сварные точки
- Две прокладки
Рисунок 10 – Структура уплотнения из металлической ткани
Плетенные и канатные уплотнители
Плетенные и канатные уплотнители могут использоваться в различных местах в турбомашинах. Активно исследуются передовые материалы, в том числе цельная/композитная керамика, интерметаллические сплавы (например, алюминид никеля) и углерод-углеродные композиционные материалы для удовлетворения требований по температуре, долговечности и весу.
Рисунок 11 – Плетенные и канатные уплотнители для компрессоров и турбин
