/
Author: Краев М.В. Овсянников Б.В. Шапиро А.С.
Tags: физика машиностроение механика гидравлика гидравлические расчеты гидродинамика
Year: 1976
Text
М. В. КРАЕВ, Б. В. ОВСЯННИКОВ, АС. ШАПИРО
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ
7й РАДИАЛЬНЫЕ
УПЛОТНЕНИЯ
ВЫСОКООБОРОТНЫХ
ВАЛОВ
ПРЕДИСЛОВИЕ
Развитие многих отраслей техники (авиации, ракетострое-
ния, химического машиностроения) связано с ростом скоростей
вращения валов гидравлических роторных машин. Одной из
важных проблем при этом является создание надежных уплот-
нений по валу машин, поскольку с ростом скоростей увеличива-
ется износ пар трения в контактных уплотнениях, имеющих до
настоящего времени преимущественное распространение. Вмес-
те с тем рост скоростей вращения благоприятствует примене-
нию гидродинамических уплотнений, уменьшая их габариты и
потребляемую мощность при заданном перепаде удерживаемого
давления жидкости без ухудшения надежности работы.
Радиальные гидродинамические (импеллерные) уплотнения
являются одними из наиболее эффективных, в то же время све-
дений о них в опубликованной литературе очень мало, что за-
трудняет их применение на практике.
Предлагаемая вниманию читателей книга написана, главным
образом, на основании исследований, выполненных авторами.
Введение и гл. 6 написаны М. В. Краевым и А. С. Шапиро; гл. 2,
4, 5 написаны А. С. Шапиро; гл. 1,3 написаны М. В. Краевым и
Б. В. Овсянниковым.
Авторы будут признательны читателям, приславшим свои за-
мечания по книге. Замечания следует направлять по адресу:
Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., д. 3, издательство «Машино-
строение».
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а—осевой зазор с лопаточной стороны импеллера;
Ь — ширина паза импеллера, площадь отверстия;
с—радиальный зазор, абсолютная скорость;
См, Сл — коэффициент момента сопротивления гладкого диска и диска
с лопатками соответственно’;
D, d—диаметр;
F—площадь;
g—ускорение силы тяжести;
G—массовый расход;
h— высота лопатки;
Н—напор;
L— осевой зазор с гладкой стороны импеллера;
I—длина цилиндрической поверхности;
М— момент;
N— мощность;
р— давление;
р2— относительное давление на наружном диаметре импеллера;
Р, S— сила;
Q— объемный расход жидкости;
q— количество тепла, объемный расход;
и— окружная скорость;
R,_r— радиус;
/?г—относительный радиус;
t— температура;
о — абсолютная скорость потока;
w—относительная скорость;
z— осевая координата; число лопаток (пазов) импеллера;
Д—величина перекоса жидкости в пазу импеллера;
ц, V—динамический и кинематический коэффициенты вязкости соот-
ветственно-;
б— плотность;
ср — коэффициент закрутки потока, скорости;
со—угловая скорость импеллера;
6—толщина лопаток, толщина пограничного слоя, зазор, площадь
струи.
ИНДЕКСЫ
R, и, z— проекции на радиальное, окружное и осевое направление;
а— относится к осевому зазору со стороны лопаток;
н — относится к наружному диаметру;
в—относится к вихрю, к вашу;
г —относится к границе раздела фаз в полости уплотнения, отно-
сится к газу;
гл— относится к гладкой поверхности импеллера;
ж—относится к жидкости;
л—относится к лопаточной стороне импеллера;
п—относится к пару.
ВВЕДЕНИЕ
Вращающийся вал гидравлической машины связывает ее с
внешним источником или потребителем энергии. Между корпу-
сом машины и валом необходимо обеспечить герметичность, т. е.
отделить уплотнением внутреннюю полость машины от окружа-
ющей среды. Качество машины в значительной мере определя-
ется работой этого уплотнения, к которому предъявляется ряд
требований по степени герметичности, надежности, ресурсу ра-
боты, величине потребляемой мощности, простоте изготовления,
габаритам и др.
Уплотнения вращающихся валов можно разделить на два
больших класса: контактные и бесконтактные. К контактным
относятся торцовые уплотнения, сальники и манжеты, которые
полностью устраняют зазор между 'валом и корпусом или сводят
его к минимуму. Бесконтактные уплотнения подразделяются на
статические и динамические. Статические уплотнения представ-
ляют собой гладкие или лабиринтные щели (зазоры), ограниче-
ние расхода жидкости определяется их гидравлическим сопро-
тивлением при движении жидкости, вследствие чего они являют-
ся в принципе негерметичными и применяются чаще в качестве
внутренних уплотнений, отделяющих полости высокого и низко-
го давлений. Уплотнения динамического типа могут обеспечить
необходимый перепад давлений без утечки жидкости или при
весьма малых утечках.
Для контактных уплотнений характерным недостатком явля-
ется износ контактирующих поверхностей, а для динамических
бесконтактных —отсутствие уплотнения при останове. Следова-
тельно, одним из оптимальных решений может быть создание
комбинированного уплотнения, состоящего из бесконтактного
динамического, работающего при вращении вала, и контактно-
го, работающего при останове.
К бесконтактным динамическим уплотнениям относятся ра-
диальные (импеллерные) уплотнения, винтовые и лабиринтно-
вихревые.
Гидродинамическое радиальное уплотнение (ГДРУ) пред-
ставляет собой диск (импеллер), на одном из торцов которого
имеются радиальные лопатки. Под действием лопаток жидкость
приобретает закрутку, в результате которой создается радиаль-
ный перепад давлений.
5
Винтовая нарезка на валу является основным элементом
винтового уплотнения; при значительном перепаде давлений
оно требует весьма большой длины резьбовой части. Другим не-
достатком винтового уплотнения является зависимость удержи-
ваемого перепада давлений от величины радиального зазора
между валом и корпусом.
Винтовые резьбы на валу и корпусе, выполненные в противо-
положных направлениях, характерны для лабиринтно-вихревых
уплотнений, основным недостатком которых является большая
потребляемая мощность, на порядок превышающая мощность
ГДРУ.
Рабочие характеристики гидродинамических уплотнений та-
ковы, что их применение особенно целесообразно для высоко-
оборотных машин. При заданном перепаде давлений жидкости
габариты и потребляемая мощность динамических уплотнений с
ростом угловой скорости вала значительно уменьшаются. В то
же время с увеличением скорости вращения вала работа контак-
тных уплотнений усложняется из-за усиления износа контакти-
рующих поверхностей. Таким образом, общая тенденция роста
скоростей гидромашин приводит к более широкому применению
гидродинамических уплотнений как в комбинации с контактны-
ми, так и без них. Сложность удовлетворения требованиям,
предъявляемым к уплотнениям по валу современных высоко-
оборотных машин, можно видеть на примере турбонасосных аг-
регатов жидкостных ракетных двигателей (ЖРД), угловая ско-
рость вращения вала которых составляет более 1000 рад/с, тем-
пература перекачиваемой насосами жидкости может быть 20 К,
а температура в соседней газовой полости— 1000 К. Следует от-
метить, что по сравнению с другими типами динамических уп-
лотнений ГДРУ имеют небольшие осевые размеры, удобные для
применения в турбонасосных агрегатах. В насосах, жидкостных
ракетных двигателей одноразового действия ГДРУ применяют
совместно с манжетами, обеспечивающими уплотнение вала при
запуске. Для многоразовых двигателей используют отключаю-
щиеся при вращении торцовые уплотнения.
Способность уплотнять суспензии и химически активные
жидкости позволяет применять радиальные импеллеры в хими-
ческой промышленности [4, 8, 29]; они также широко использу-
ются в качестве концевых уплотнений паровых турбин [23] под
названием водяных уплотнений, разделяющих полость конден-
сатора от атмосферы. Исследованиям ГДРУ в последнее время
были посвящены работы [32, 33, 35, 36].
Г лава \1
ГИДРОДИНАМИКА ПОТОКА
В ПОЛОСТИ УПЛОТНЕНИЯ
1.1. Принцип действия и условия
работы уплотнения
a h L
Рис. 1.1. Импеллер (к принципу ра
боты)
Гидродинамическое уплотнение с радиальным импеллером
конструктивно представляет собой диск (импеллер), заключен-
ный в полость (рис. 1.1). Сам импеллер с одной стороны глад-
кий, а на другой стороне имеет радиальные ребра или лопатки
высотой h. В радиальном на-
правлении длина лопатки рав-
на —Ri- Импеллер в камере
уплотнения устанавливается
с осевыми зазорами L и а, со-
ответственно с гладкой и ло-
паточной сторон импеллера, и
с радиальным зазором с по на-
ружному его диаметру.
В осевой зазор L посту-
пает жидкость под давлением
pi, а с лопаточной стороны
импеллера давление pr<pi.
Если импеллер не вращается
(со = 0), то жидкость будет пе-
ретекать из области зазора L
через зазоры с и а по валу в область Г. При вращении импел-
лера жидкость, находящаяся в межлопаточном пространстве
импеллера и в зазоре а, также будет вращаться и давление
жидкости возрастет в радиальном направлении и перетекание
ее из области зазора L в область Г прекратится.
При бесконечно большом числе лопаток жидкость в межло-
паточном пространстве импеллера будет вращаться как твердое
тело с окружной скоростью со®. Уравнение равновесия элемен-
тарного объема жидкости, расположенного в межлопаточном
пространстве на радиусе R толщиной dR в системе координат
скрепленной с этим объемом:
dp — Qxw^RdR=0, (1.1)
7
где второй член левой части уравнения характеризует величину
центробежной силы.
Интегрируя уравнение (1.1) в пределах от /?г до /?2, полу-
чим величину избыточного теоретического давления на внешнем
радиусе импеллера
ДА=А —/?г=ежи)ж(/?2 —/?г)/2. (1.2)
Как показали экспериментальные исследования, жидкость
закручивается в области зазора со стороны лопаток со скоро-
стью, меньшей скорости вращения импеллера, тогда зависи-
мость между давлением на периферии импеллера и радиусом
границы раздела фаз Rr может быть выражена в следующем-
виде:
А-А=еж«>2?л(^-^г)/2. (1-3)
В области осевого зазора L жидкость находится также во
вращательном движении и дифференциальное уравнение рав-
новесия (1.1) для этой области по аналогии с уравнением (1.3)
запишется
А —А==ежш2<Ргл(^2—/?1)/2. (1.4)
В уравнениях (Ч.З) и (1.4) коэффициенты <рл и <ргл характе-
ризуют отношение средней угловой скорости жидкости соответ-
ственно с лопаточной и гладкой стерон импеллера к угловой ско-
рости импеллера (ф=сож/(о).
Максимальный перепад давлений на импеллере будет при
Яг=0
AmaX=e«“W/2, (1.5)
тогда относительный перепад давлений определится
- = Р2-Рг =(1-7^), (1.6>
\Р2 max Рг
где Rr—относительный радиус положения границы раздела
фаз Вг=Яг/Я2-
Входящий в уравнение (1.6) параметр 7?г оказывает сущест-
венное влияние на мощность, герметичность импеллера по газу
и на величину утечек в жидкой и паровой фазах.
Нижнее значение Rr ограничено величиной радиуса отвер-
стия, соединяющего газовую полость импеллера с соседней по-
лостью или с дренажем. Верхнее положение границы раздела
фаз Rr должно обеспечивать наличие вращающегося жидкост-
ного кольца толщиной R2—RT, который препятствует барбота-
жу газа из окружающей среды или из полости турбины в про-
точную часть насоса (см. гл. 4).
8
Проанализируем возможность разрыва границы раздела фаз
у вращающегося импеллера и нарушения работы импеллера как
уплотнения, т. е. режим, при котором жидкость потечет по стен-
ке камеры уплотнения под действием гравитационной, а в слу-
чае нахождения гидроагрегата на летательном аппарате и инер-
ционной сил. Действием газа в газовой полости импеллера пре-
небрегаем.
Гравитационные эффекты становятся значительными при
низких скоростях вращения вала и наибольшее влияние оказы-
вают в случае взаимно перпендикулярного положения вектора
угловой скорости и вектора гравитационных сил.
Ускорение летательного аппарата будет также стремиться
разорвать зону раздела фаз и наибольшее влияние будет оказы-
вать при одинаковом направлении с вектором сил гравитации.
Для элементарной массы вращающейся жидкости dm вели-
чина силы, с которой жидкость будет стремиться к центру вра-
щения, определится при одинаковом направлении гравитацион-
ного ускорения и ускорения ракеты
dS^dmfj+g).
С другой стороны, центробежная сила, действующая на мас-
су dm-.
dS^—dm^R^dmw^R^
Устойчивое положение поверхности раздела двух фаз будет
при условии
dm^\RT ^>dm(j-\-g').
Отсюда наименьшая величина угловой скорости, при которой
граница раздела фаз устойчива:
На рис. 1.2 представлена зависимость (1.7), которая хоро-
шо согласуется с экспериментальными данными, полученными
на воде при испытании импеллеров с горизонтально располо-
женной осью вращения (/=0). Область устойчивого жидкостно-
го кольца в диапазоне практически приемлемых типоразмеров
уплотнения находится выше границы 15—20 рад/с.
Схем постановки импеллера в системах уплотнений гидроаг-
регатов может быть несколько. Одна из наиболее распростра-
ненных, в которой импеллер предотвращает течение вдоль вала
агрегата рабочей жидкости, вытекающей из щелевого уплотне-
ния по бурту крыльчатки, показана на рис. 1.3. Жидкость, про-
ходя полость уплотнения с импеллером, поступает на вход в на-
сос по трубопроводу перепуска. В агрегатах питания жидкост-
9
ных ракетных двигателей [19] гидродинамические уплотнения с
импеллером .разъединяют полости насосов и турбины, а также
полости насосов и дренажные полости, сообщающиеся с атмо-
сферой. Когда газовая полость уплотнения соединена с окружа-
Рис. 1.3. Насос с гидродинами-
ческим радиальным уплотне-
нием
Рис. 1.2. График границы устойчивого вра-
щения жидкостного кольца:
I—область устойчивого жидкостного кольца; II—
область разрушающегося жидкостного кольца
ющей средой, давление в ней определяется внешним давлением..
В случае постановки импеллера между насосом и газовой тур-
биной величина рг изменяется в широких пределах.
Экспериментальное изучение структуры потока жидкости в
полостях ГДРУ наряду с теоретическими анализами позволило
выявить основные закономерности течения и вскрыть физиче-
скую основу работы этих узлов.
1.2. Экспериментальная установка.
Образцы испытанных импеллеров
На рис. 1.4 представлена схема одной из экспериментальных
установок, на которой проводились исследования по гидродина-
мике жидкости в полостях уплотнения, механизму образования
и уноса утечек жидкости и пара из уплотнения, а также иссле-
дования по влиянию отдельных параметров на мощность, по-
требляемую уплотнением, и отрабатывались оптимальные ва-
рианты конструкций уплотнительных узлов.
В качестве привода испытуемых импеллеров использовалась
а'азовая турбина 1, рабочим телом которой служил воздух. Уг-
ловая скорость вращения ротора турбины регулировалась пода-
чей воздуха и замерялась при помощи датчиков, которые уста-
навливались вблизи магнитной крыльчатки, расположенной на
выходном валу установки. Испытуемые импеллеры устанавли-
вались на выходной конец вала турбины в камере 2.
В силу того что испытания проводились на высоких скоро-
стях (до <о=4000 рад/с), привод установки вместе' с камерой
приспособления помещались в бронекабину.
10
Рабочая жидкость в камеру приспособления подавалась из
емкости 3 через вентиль 4 и фильтр 5. Необходимое давление
подачи осуществлялось наддувом напорной емкости 3 от сети
сжатого воздуха. Расход рабочей жидкости регулировался вен-
тилями 6 и устанавливался строго одинаковым на выходе у каж-
дого импеллера. Расход измерялся с помощью электромагнит-
Рис. 1.4. Схема экспериментальной установки:
/—турбина; 2—'камера для установки импеллеров; 3—емкость;
4, 6—вентили; 5, 8—фильтры; 7—расходомеры; 5—эжектор; 10—
клапан; 11, 12— бачки замера утечек
ных расходомеров 7 для заданного диапазона расхода. При
окончании испытаний отсечка камеры 2 приспособления осуще-
ствлялась закрытием расходного вентиля 4.
Заправка напорной емкости осуществлялась по- отдельной
магистрали методом передавливания из сливной емкости. При
этом камера приспособления и расходомерные участки изоли-
ровались от рабочей жидкости. Для создания в процессе испы-
тания в газовой полости уплотнения давления, равного атмо-
сферному, последняя сообщалась через систему замера утечек с
атмосферой. При испытаниях в условиях повышенного давле-
ния осуществлялся наддув полости через сливной бачок 12 до-
выхода на режим и через систему замера утечек на режиме.
При испытании с давлением меньше атмосферного для созда-
11
ния разрежения использовался /газовый эжектор 9, который сое-
динялся с газовой полостью импеллера через сливной бачок 12
до выхода на режим, и через систему замера утечек на режиме..
Условия работы обоих импеллеров выдерживались одинако-
выми.
Измерение утечек производилось только для одного импелле-
ра. Утечки в виде жидкости и пара, проходящие через централь-
Рис. 1.5. Камера для установки импеллеров:
1—импеллер основной; 2—лимпеллер вспомогатель-
ный; 3—перегородки; 4, 5—кольца коллекторные;
6—крышка
ров изображена на рис. 1.5. Камера
ное отверстие в стенке,
попадали по трубопро-
воду к клапану замера
утечек 10. При выходе на
режим клапан 10 нахо-
дился в положении, при
котором утечки отводи-
лись в сливной бачок 12.
При замере клапан 10
срабатывал и сообщал
газовую полость уплотне-
ния с бачком утечек И.
Жидкость стекала в со-
суд и оставалась там. Вся
линия замера утечек бы-
ла смонтирована так, что
при замере образовался
единый тракт минималь-
ной длины, расположен-
ной вертикально. Систе-
ма измерения утечек под-
вергалась проверке на ра-
ботоспособность и тари-
ровке.
Конструкция камеры
для установки импелле-
разделена на три части.
В крайних частях камеры устанавливались на валу в одинако-
вых условиях два импеллера 1 и 2 лопатками в противополож-
ные стороны.
Крайние части камеры соединены со средней через кольце-
вую щель между валом и перегородками 3. Подвод рабочей
жидкости осуществлялся через коллектор, образованный коль-
цом 4, из которого поток попадал в среднюю часть камеры че-
рез двенадцать радиальных отверстий ф 4 мм, равнорасполо-
женных по окружности. Отвод рабочей жидкости из полости
каждого импеллера осуществлял1ся через радиальные пазы в
кольцах 5, составляющих с корпусом коллекторы отвода жид-
кости. Со стороны вспомогательного импеллера 2 стальная стен-
ка камеры была дренирована шестью отверстиями 0 <1,5 мм для
измерения давления по радиусу импеллера. Со стороны основ-
12
ного импеллера 1 крышка 6 являлась сменной и выполнялась из
различных материалов, в том
зависимости от цели испы-
тания.
В центре крышки 6 име-
лось отверстие для отвода
утечек в систему их измере-
ния. Во внутренней полости
отверстия и по радиусу
крышки устанавливались
термопары, фиксирующие
температуру в разных точ-
ках полости уплотнения.
Камера приспособления
позволяла устанавливать
числе из органического стекла, в
Рис. 1.6. Открытые импеллеры:
а—тип П- б—с козырьком, тип П-. в—тип Л
различные осевые и ради-
альные зазоры при испыта-
ниях импеллеров различ-
ных типоразмеров. В табл. 1
приведены основные параметры уплотнений при исследовании
различных характеристик радиальных импеллеров двух типов:
пазы постоянной ширины b (тип П) и лопатки постоянной тол-
щины (тип Л), 6Л = 1,5-4-2 мм и гладкие диски Z)2 = 464-120 мм,
Di =20 мм (рис. 1.6).
Таблица 1
Пределы изменений основных параметров испытанных гидродинамических
радиальных уплотнений
Параметр Исследова- ние по на- пору Исследование по гидродинамике в полости и гер- метичности уплот- нения Исследование потребляемой мощности Исследование барботажа газа
Z)2-103, м 44-150 44-150 52-120 46-116
а-103, м 1-10 0,3-8 1-10 1-4
b-103, м 5-10 5-10 4 4
с-103, м 1,5-2,5 1,5-2,5 1,5-2,1 1,5
г-юз, м (—4)н-10 (-8)4-4 (-4)4-5 (-4) 4-10
Z 3-24 12-18 3-24 12-24
ZJ1-103, м 20-37 20-30 37 30
h Ю3, м 3-4 3 4 3-4
В дальнейшем геометрические параметры импеллеров будем
условно обозначать следующим образом: FI-Dz-Dx-h-z, где
первая буква обозначает тип каналов импеллера (/7 — пазы
13
постоянной ширины; Л— лопатки постоянной толщины), а со-
ответствующие размеры импеллера даны в миллиметрах, нап-
ример, П-80-20-4-18 или Л-80-20-4-18. Первое число— наруж-
ный диаметр импеллера, второе — диаметр начала каналов,
третье—-глубина канала и четвертое — число каналов.
1.3. Течение с гладкой стороны импеллера
Рассмотрим течение в осевом зазоре около гладкого диска,
вращающегося в замкнутом кожухе. В дальнейшем полученные
Рис. 1.7. Диск, вращаю-
щийся в замкнутом кор-
пусе:
/—цилиндрические поверх-
ности; 2—’ядро потока; 3—
пограничные слои: 4—торце-
вые поверхности; 5—распре-
деление радиальных скоро-
стей vR; 6—распределение
скоростей vz около цилинд-
рической поверхности; 7—
распределение окружных
скоростей vu
жидкости: на периферии
зависимости используем для анализа
течения по гладкой стороне импел-
лера.
На рис. 1.7 представлен гладкий
диск толщиной I, вращающийся в зам-
кнутом корпусе с угловой скоростью со
при отсутствии расходного течения
жидкости.
В результате вязкостных сил в ка-
мере возникает циркуляционное дви-
жение жидкости: около диска жид-
Рис. 1.8. Области существования различ-
ных режимов течения для вращающего-
ся диска:
/—ламинарное течение, слившиеся погранич-
ные слои; //—ламинарное течение, отдельные
пограничные слои; III—турбулентное течение,
слившиеся пограничные слои; /V—турбулент-
ное течение, отдельные пограничные слои
кость движется от центра к перифе-
рии, а у стенки — от периферии
к центру. Неразрывность потока обес-
печивается осевым перемещением
в пограничном слое толщиной бц— от
диска, в центральной части — к диску.
Следует отметить, что на характеристики течения системы
такого типа, а именно на величину угловой скорости жидкости и
14
потери дискового трения, существенное влияние оказывает ком-
бинация числа Рейнольдса Re = coRH2/v и величины относитель-
ного осевого зазора Ь[ЯЪ.
Экспериментальные исследования [27] полностью смоченного
диска показали существование четырех режимов течения в за-
зоре между корпусом и вращающимся диском (рис. 1.8).
Режим I отмечен ламинарным течением жидкости и сливши-
мися пограничными слоями, ввиду малой величины осевого за-
зора L. Окружная скорость в осевом зазоре изменяется линейно.
Режим II характеризуется ламинарным течением жидкости в
осевом зазоре при раздельных пограничных слоях на диске д и
неподвижной стенке бс. Между пограничными слоями существу-
ет так называемое «ядро потока», в пределах которого величи-
на окружной скорости постоянна.
Для режима III характерно турбулентное течение жидкости
со слившимися пограничными слоями, ввиду малой величины
осевого зазора L. Скорость течения жидкости в зазоре изменя-
ется линейно.
Режим IV характеризуется турбулентным течением жидко-
сти в осевом зазоре при раздельных пограничных слоях. Между
пограничными слоями существует «ядро потока», в пределах
которого величина окружной скорости vu постоянна. Для каж-
дого режима течения имеют место свои соотношения, позволя-
ющие оценить скорость течения жидкости в зазоре и момент
сопротивления вращающегося диска [11].
Из рис. 1.8 видно, что начиная с некоторого значения числа
Рейнольдса Re>3-105 течение перестает быть ламинарным для
любого- значения осевого зазора. Анализ показал, что для эле-
ментов гидродинамических уплотнений в реальном диапазоне
изменения вязкости рабочей жидкости характерен турбулент-
ный режим течения. Кроме того, учитывая большие величины
осевых зазоров в уплотнительных узлах £^>(бс + 6), приходим
к выводу о необходимости анализа только IV режима течения
жидкости. Такое течение около гладкого диска исследовал
Шульц-Грунов [34]. Он экспериментально обнаружил, что основ-
ная часть жидкости в осевом зазоре, названная «ядром потока»,
вращается в окружном направлении по закону твердого тела с
постоянной угловой скоростью сож. Переход от окружной скоро-
сти жидкости в «ядре» к скорости у диска и нулевой на корпусе
на этом же радиусе происходит в тонком пограничном слое
между «ядром» и стенками.
Из условия равенства моментов на стенке и на диске значе-
ние коэффициента момента сопротивления получено [9] в виде
15
Коэффициент ф можно определить при малых значениях ве-
/ RH+ с Л п ,
личины -------— 1 =— по выражению, полученному в работе
\ Ян / 100
[30]:
— = 2,06 (1+ 0,0143/г + 0,00014U24-• • •)•
Для осевого зазора, ограниченного соотношением А//?=С0,44,
что характерно для конструкции гидродинамических уплотне-
ний, с достаточной точностью можно использовать эмпириче-
скую интерполяционную формулу из работы [31] для определе-
ния коэффициента момента сопротивления одной стороны диска:
(1-8)
В гидродинамическом уплотнении с радиальным импеллером
расход принудительный и обычно определяется либо утечками
центробежного насоса, либо условиями теплосъема из полости
уплотнения. Принудительное расходное течение в узком кожухе
существенно изменяет структуру потока в зазоре.
Распределение давления в осевом зазоре при наличии ради-
ального расхода впервые теоретически исследовал А. А. Лома-
кин [15]. Используя физическую модель, аналогичную приведен-
ной в работе [34], он предположил, что на каждом радиусе ок-
ружная скорость жидкости постоянна в цилиндрическом сече-
нии, за исключением пограничных слоев вблизи корпуса и дис-
ка. Замеры в потоке между вращающимся диском и неподвиж-
ным корпусом, приведенные В. С. Седачом [22], лишь качествен-
но подтвердили результаты, полученные в работе А. А. Ломаки-
на [15]. При отсутствии расхода через зазор значение коэффи-
циента ср близко к 0,4. С появлением протока через зазор в нап-
равлении от центра к периферии окружные скорости в зазоре
уменьшаются. Если же закрученная жидкость подается от пери-
ферии к центру диска, то закрутка в зазоре увеличивается.
Как показали опыты в работах [21, 22], окружная и радиаль-
ная составляющие скорости непостоянны на данном радиусе в
цилиндрическом сечении зазора, тогда как А. А. Ломакиным бы-
ло сделано допущение о их постоянстве, и кроме того, не учиты-
валось влияние обода кожуха, подтормаживающего поток в за-
зоре. В работе [21] влияние расходного течения на распреде-
ление давления по радиусу было учтено введением радиальной
составляющей скорости в дифференциальное уравнение равно-
весия жидкости в осевом зазоре:
= р/? <шV Н--. (1. 9)
16
Результаты испытаний на разных рабочих жидкостях в ши-
роком диапазоне изменения -режимов работы гладких дисков
[ГО] позволили получить зависимость для определения коэффи-
циента закрутки потока жидкости при расходном течении жид-
кости от центра к периферии:
<р=0,578—-11 0658L.
\ “Ян /
(1- Ю)
Для исследования влияния расходного течения по гладкой
стороне импеллера на распределение давления по его радиусу
нами была проведена серия экспериментов на гладких дисках,
имеющих одинаковые геометрические параметры с испытанны-
ми импеллерами.
При испытании на всех рабочих жидкостях при расходном
течении в осевом зазоре от центра к периферии в исследован-
ном диапазоне параметров для гладкого диска опытные точки
хорошо описываются зависимостью (1.10).
В связи с изменением окружной скорости в зазоре при нали-
чии расхода изменяются напряжения трения и момент сопротив-
ления вращающегося диска В. С. Седач [22] выразил увеличение
момента трения на элементарной кольцевой площадке диска
шириной АТ? в следующем виде:
ДЛ1 = 2л/?2д/?уСм ,
При сравнении моментов трения, вычисленных по этой формуле,
при условии — (расход отсутствует) и при fu->0 (расход
"очень велик) получается, что во втором случае момент трения
^Хна диске увеличивается в 4 раза. В работе [22] на основании об-
работки экспериментальных данных была получена эмпириче-
’-'ская формула для момента трения с учетом расходного течения
(1-И)
Из сравнения выражений (1.11) и (1.8) видно, что второе
слагаемое в скобке уравнения (1.11) представляет собой коэф-
фициент трения, обусловленный расходом, который можно за-
писать в виде
v с:-. , АН'А о ______0,08/. V
ДыСНОЯрСКОГО “° Rh V <*Ra
• Г 'Дитехкичесногэ
к института Филиал
(1-12)
17
Уточнение выражения (1.12) при расходном течении воды и воз-
духа было проведено в работе [21]:
(Я'”0*0,3
C,g=0,42-10» (1.13)
/ \°>8
\ VR /
\ ^ср /
где Ga — чи-сло Галилея;
. (1.14)
VR Q
Кер
Нами при испытании импеллеров для режимов, одинаковых
Рис. 1.9. Зависимость коэффициента <р от радиуса
в осевом зазоре: j
----------'зависимость по формуле (1.18);--------
экспериментальная кривая; О -—вращающийся гладкий
диск £>н=80 мм; V —вращающийся импеллер П-8-20-4-18
высокое значение фл, чем по выражению (1.10). Аналогичный
характер изменения закрутки потока жидкости в боковой пазу-
хе центробежного насоса отмечался в работе [5].
На рис. 1.9 приведена расчетная зависимость q=f (Q) по
формуле (1.10). Там же нанесены экспериментальные точки, по-
лученные при испытании с гладким диском и импеллером. Из
графика видна удовлетворительная сходимость расчетной кри-
вой и экспериментальных точек для гладкого диска. Однако для
импеллера наблюдается значительное отличие, что говорит о су-
щественном влиянии на гидродинамику потока по гладкой сто-
роне вихревых импульсов от течения с оребренной стороны им-
пеллера. Наряду с этим значение <р для гладкой стороны импел-
лера зависит от величины расхода жидкости через полость уп-
лотнения.
Для оценки вихревого обмена импульсами в полости уплот-
нения была проведена серия экспериментов с гладкими дисками
различных диаметров от 46 до 80 мм и на импеллерах открытых
и с козырьком. Эксперименты проводились при одинаковых осе-
18
вых и радиальных зазорах с постоянным расходом через по-
лость узла Q = C,05 л/с, который был обусловлен необходимо-
стью уноса тепла из полости уплотнения.
Рис. 1.10. Перегородка <с отверстиями в им-
пеллер ном узле |центрО|бежногО' насоса:
1—перегородка: 2—полость импеллера; 3—полость
насоса; 4—импеллер
Анализ полученных зависимостей и расчет значения сргл для
разных дисков показал, что значение фГл для импеллеров с бан-
дажом и без бандажа не одинаково и в то же время выше ана-
логичных значений для гладких дисков. Однако с учетом имею-
щихся зависимостей для гладких дисков при безрасходном те-
Рис. 1.11. График изменения относительной величины
напора гладкой стороны импеллера в зависимости от
числа отверстий в перегородке (см. рис. ,1.10)
чении и при расходном течении (1.10) величина <рГл для импел-
лера может быть представлена в виде
ФГЛ = ^Ф, (1-15)
где k— опытный коэффициент, учитывающий дополнительную
закрутку жидкости с гладкой стороны импеллера.
В результате обработки экспериментальных данных, полу-
ченных при испытании различных типоразмеров импеллеров и
гладких дисков (см. табл. 1) на различных жидкостях в диапа-
19
зоне cd=400-?2500 рад/с и расхода Q=0,05--1 л/с, были полу-
чены следующие значения коэффициентов: для импеллера отк-
рытого &=2±0,1 и для импеллера с козырьком k—'1,2±0,06.
Следует отметить, что1 расход жидкости с гладкой стороны
импеллера можно организовать за счет работы самого импелле-
ра (рис. 1.10) путем установки перегородки с отверстиями на
периферии. В этом случае гладкая сторона импеллера работает
как дисковый насос. Проходя через отверстия, жидкость теряет
закрутку, течет к валу и через щель снова втекает в полость 2.
Перепад давлений с гладкой стороны при этом может снизиться
на порядок (рис. 1.11). Таким образом, достаточно большой
расход жидкости практически ликвидирует закрутку.
1.4. Течение с лопаточной стороны импеллера
Картина течения между вращающимся диском с торцовыми
лопатками и гладким корпусом довольно сложна.
Жидкость, находящаяся в области пазов импеллера, подвер-
гается непосредственному силовому воздействию лопаток. Жид-
кость в осевом зазоре закручивается за счет сил трения и про-
скальзывает относительно лопаток импеллера. Таким образом,
на одном и том же радиусе частицы жидкости в пазу и осевом
зазоре а движутся с различной скоростью, что приводит к отно-
сительному перемещению их в радиальном и осевом направле-
ниях. В области лопаток имеется радиальное течение в направ-
лении к периферии (импеллер работает как центробежное коле-
со с радиальными лопатками). Из условия неразрывности это
перетекание должно компенсироваться течением жидкости в за-
зоре а от периферии к центру.
С целью определения закона изменения радиальной скорости
жидкости по радиусу была проведена серия экспериментов на
воде и этиловом спирте по методике, изложенной в разд. 3.4.
В результате измерения полей полных и статических давлений
в зоне жидкостного кольца (/?2—^?г) было выявлено наличие
радиального течения жидкости в пределах осевого зазора а с
направлением от периферии к границе раздела фаз. При измере-
нии трубка полного давления выставлялась в направлении мак-
симального значения перепада давлений и по известному углу
наклона определялась величина радиальной составляющей ско-
рости. Кроме того, были получены отпечатки траекторий тече-
ния жидкости в зазоре а. Во всех случаях была установлена
связь радиальной составляющей скорости жидкости с окружной
в виде
— = A'^iK = tga, (1.16)
^Ж
где a — угол между направлением окружной и абсолютной ско-
ростями жидкости.
20
С учетом (1.16) и закрутки потока жидкости скорость радиаль-
ного течения в зазоре а запишется в следующем виде:
Vr ж.—11МК RM—wRyJt R ж,
(1- 17)
где Лвж=0,18±0,01—экспериментальная константа.
Таким образом, зная скорость радиального течения жидко-
сти в области осевого зазора, можно записать выражение для
средней скорости радиального движения жидкости в области па-
за импеллера. Для различной
геометрии пазов импеллера по-
лучим:
для импеллера с пазами постоян-
ной ширины
bhz
для импеллера с лопатками по-
стоянной толщины
2л«/?2ш К фл
/71 -- ---------Ж____
л ж h (2лЯ - z8)
Характер изменения радиаль-
ной скорости при принятой нами
схеме перетекания позволяет
установить, что при движении Ри,с , 12 Мод.ель течения в мери-
жидкости в каналах импеллера диональяой плоскости
от центра к периферии вследст-
вие роста радиальной скорости [см. формулы (1.18) и (1.19)]
имеет место увеличение расхода с ростом радиуса. Это приводит
к смещению центра вращения радиального вихря к периферии
импеллера (рис. 1. 12).
Поскольку коэффициент скорости потока ф<1, то всегда
имеет место относительное движение жидкости и лопаток им-
пеллера, что непременно приводит к образованию в пазах им-
пеллера циркуляционной зоны, как следствие обтекания пото-
ком впадин [1, 14, 24]. Известно, что при течении жидкости в ка-
нале за плохо обтекаемым телом (в нашем случае пазы и ло-
патки импеллера) возникают отрывные течения [1]. Отрывное
течение характеризуется образованием возвратных потоков и
вихрей. Этот процесс в большей мере определяется отношением
глубины впадины к ширине, толщиной пограничного слоя на
стенке перед впадиной и относительной высотой стенок паза.
Взаимодействие между струей и жидкостью в пазу приводит к
появлению циркуляционного течения в зоне за выступом. Под-
робно все участки циркуляционной зоны для случая бесконечно
длинной впадины приведены к работе [1].
21
Используя основные закономерности для свободных плоских
струй, авторы работы [24] получили границы для различных зон
течения при обтекании впадины конечной длины. Для симмет-
ричной относительно оси х границы зоны смешения 2 (рис.
Рис. 1.13. Модель течения в пазе:
/—зона 1; 2—границы зоны смешения 2; 3—зона 3; 4—перед-
няя стенка; 5—дно; 5—задняя стенка
1.13), разделяющей течение во впадине от течения основного по-
тока, положение ее можно определить по выражению:
у= + 0,088 х. (1.20)
Нами было спроектировано специальное приспособление,
позволившее 'выяснить картину течения жидкости в пазах им-
пеллера и измерить распределения давления по стенкам паза.
На рис. 1.13 и 1.14 представлены схемы замера распределения
давления. Паз импеллера дренировался отверстиями 0 0,8 мм
на трех различных радиусах. На каждом радиусе выполнялось
пять отверстий, соединяющих внутреннюю полость паза с поло-
стью отбора давления 1. Отбор давления осуществлялся через
неподвижную стенку 2 на образцовый манометр pt с ценой деле-
ния 0,0016 МПа, что позволило фиксировать незначительное из-
менение давления. Полость отбора давления герметизировалась
контактными кольцами 3, которые прижимались к поверхности
импеллера пружинами 4. Контактирующие поверхности тща-
тельно полировались и перед каждой серией испытаний прира-
батывались до полной герметичности полости отбора давления.
Измерение давления pi в каждой точке паза импеллера произ-
водилось последовательно. При замере в одной точке остальные
четыре заглушались заливкой отверстий расплавленной кани-
фолью. В эксперименте все условия работы уплотнения выдер-
живались постоянными, что контролировалось по показанию ма-
22
нометра ра, измеряющего давление на том же радиусе в осевом
зазоре а.
Испытания были проведены при угловой скорости вращения
импеллера 310 рад/с.
Анализ полученных данных дает основание считать, что в па-
зах импеллера имеет место интенсивный вихрь с осью в ради-
альном направлении, смещенный к напорной стороне лопатки.
В относительном движении величина скорости, с которой жид-
кость обтекает пазы, может
быть определена
щ=(«-йж) = и(1-?л). (1.21)
Рис. 1.14. Схема замера рас-
пределения давления по стен-
ка1м паза импеллера:
1—полость отбора давления; 2—
стенка уплотнения; 3—уплотнитель-
ное кольцо; 4—оружии а
Рис. 1.15. График распределения
давления вдоль стенок паза им-
пеллера:
О,п — опыты из работы [24] для непод-
h h
вижной впадины; □—-=1; Q—т=0,5; д —
b ь
опыты авторов (импеллер вращается)
На основании экспериментальных данных по распределению
давлений в различных точках паза вращающегося импеллера
был построен график распределения давления вдоль стенок па-
за импеллера (рис. 1.15). Там же нанесены экспериментальные
данные для неподвижной впадины из работы [24]. Из сравнения
полученных распределений давления с учетом визуализации те-
чений в неподвижной и во вращающейся впадинах можно пола-
гать, что в пазах импеллера имеет место интенсивное вихревое
течение с осью вихря, направленной по- радиусу импеллера.
Циркуляционную зону в пазу импеллера можно условно
разделить на две области: интенсивного вращательного движе-
ния по окружности с радиусом гв и циркуляционного движения
жидкости по траекториям эллиптического характера (см. рис.
1.13). На основании изложенного выше с учетом уравнения
(1.20) величина радиуса вихревой зоны интенсивного враща-
тельного движения определяется таким образом:
гв=0,519(6 —0,0886). (1.22)
23
Одной из характеристик вихревой зоны 3 является отноше-
ние окружной скорости к скорости набегающего потока w на
внешней границе зоны вихря
w \ h )
При исследовании цилиндрической гидромуфты на воде в
работе [14] отмечались ярко выраженные вихревые структуры во
Рис. 1.16. Экспериментальный и теоретиче-
ский профили окружной скорости в обла-
сти паза по радиусу вихревой зоны:
/—зона потока; 2—зона смешения; 3—зона вихре-
вого течения; ------—теоретическая кривая;
О —опытные точки
впадинах вращающегося цилиндра. Анализ этих экспериментов
по определению значения ив дает основание принять его для на-
ших исследований равным 0,3. Такое же значение йв=0,3 при-
ведено в работе [24] для неподвижного канала. Характерная 1
картина изменения окружной скорости по зазору а и впадины
(для —=1) приведена на рис. 1.16, откуда видно наличие трех ।
зон течения. Зона потока 1, обтекающего впадину, зона смете- I
ния 2 и зона вихревого течения 3 в области паза, скорость в ко-
тором
% const.
Тогда с учетом принятого значения относительной скорости
йв = 0,3 и формулы (1.21) получим выражение для угловой ско-
рости вращения вихря в пазу импеллера на границе раздела
фаз:
(1.23)
Глава 2
НАПОР ИМПЕЛЛЕРА И ОЦЕНКА ОСЕВЫХ СИЛ
2.1. Напор импеллера
Конструктивное оформление импеллерного уплотнительного
узла бывает достаточно разнообразным. В качестве типовой
рассмотрим конструктивную схему, показанную на рис. 1.1.
Жидкость под давлением pi перетекает через щель между валом
и перегородкой из полости насоса в полость импеллера и течет
между гладкой стороной импеллера и неподвижной стенкой. Че-
рез отверстие (см. рис. 1.3) жидкость удаляется из полости им-
пеллера на вход насоса. Указанная циркуляция жидкости необ-
ходима для охлаждения импеллерного узла. Давление на пери-
ферии импеллера р2 больше давления уплотняемой жидкости р1
вследствие закрутки жидкости как гладкой стороной, так и
вследствие турбулентного обмена частицами жидкости с его об-
лопаченной стороны. С целью охлаждения можно1 применять и
обратное направление течения жидкости — от периферии к ва-
лу. С облопаченной стороны импеллера давление жидкости по-
нижается от величины р2 до давления окружающей среды рг.
Величину
&~Рг =Н (2. 1)
назовем напором импеллера. Название это в известной мере ус-
ловное, поскольку, -с одной стороны, здесь не учитывается кине-
тическая энергия жидкости, а с другой, что более важно, в от-
личие, например от напора насоса, во время работы импеллера
энергия жидкости остается постоянной, так как вся подводимая
энергия рассеивается вследствие трения о неподвижные стенки.
По этой причине нельзя использовать для определения напора
импеллера уравнение Эйлера для лопастных машин. В соответ-
ствии с уравнением (1.3) задача определения напора сводится к
нахождению коэффициента <рл, представляющего собой отноше-
ние угловых скоростей жидкости в зазоре и вала импеллера
фл ~~ (Ож/сО.
25
Поскольку в уравнение (1.3) входит квадрат величины <рл, в
дальнейшем будем рассматривать коэффициент напора
вычисляемый по следующей зависимости:
2^ 2(Р2 —Рг)
?л qu2(/?2_^
(2.2)
Рис. 2.1. График зависимости
перепада давлений на <импел-
лере Л-89-30-4-12 от радиуса
зеркала жидкости:
(0=1040 рад/с; а=4 мм
Рассмотрим результаты опытов, проведенные на воде с тре-
мя открытыми импеллерами, отличающимися наружным диа-
метром, £>2 = 46, 56 и 66 мм; другие
размеры сохранялись при этом по-
стоянными (/?о=13 мм, Л = 4 мм,
а = 2 мм, число пазов г=16), а зна-
чения угловой скорости были (0 =
= 1800, 2000 и 2200 рад/с. В резуль-
тате этих опытов были получены
одинаковые значения коэффициен-
та напора <р2=0,92, что подтвер-
ждает высказанное в гл. 1 предпо-
ложение о вращении жидкости
в осевом зазоре с постоянной угло-
вой скоростью.
При расчетах по уравнению
(2.2) давление рг принималось
равным атмосферному, поскольку
газовая полость сообщалась с атмо-
сферой. В этих опытах давление р2
измерялось в момент начала течи
жидкости по валу, поэтому Rr=R0.
В других опытах для определения
<р® использовался также прием,
учитывающий, что уравнение (1.3)
справедливо не только для полного
перепада давлений на импеллере,
но и для любых двух промежуточ-
кроме давления р2 измерялось также
давление на диаметре, превышающем Do на несколько милли-
метров. Оба указанных выше метода давали совпадающие ре-
зультаты по величине ср^.
Кроме того, были проведены непосредственные измерения
радиуса зеркала жидкости на трех импеллерах с помощью фо-
тографирования через прозрачную стенку ГДРУ при освещении
от электроискровой установки. При этом давление р2 изменя-
лось от максимального, соответствующего течи воды по валу, до
0,1 МПа с интервалом 0,05 МПа. Каждый режим фотографиро-
вался дважды. На графике рис. 2.1 показана эксперименталь-
ная зависимость перепада давлений на одном из импеллеров от
радиуса зеркала жидкости RT. По каждой фотографии опреде-
ных диаметров. При этом
26
лились два значения 7?г, соответствующих минимальному и мак-
симальному радиусам граничного пенистого слоя. На этом гра-
фике для сравнения нанесена расчетная кривая по формуле
(1.3) с использованием значения коэффициента напора у2,
определенного по изложенным выше методам. Как видно, рас-
четная кривая соответствует приблизительно среднему значе-
нию радиуса пенистого слоя. По рис. 2.1 можно определить ра-
диальную протяженность пенистого слоя. В относительном виде
она составляет (7?тах—7?тш)/7?2=О,034-0,1 при изменении сред-
Рис. 2.2. График зависимости коэффициента напора
от числа лопаток (пазов):
а=2 мм; (£>=4050 рад/с; О—импеллер с пазами шириной
4 мм, П-120-30-4-z; ф—импеллер с лопатками толщиной
2 мм, Л-116-30-4-2
него радиуса зеркала жидкости от _Лг=0,5 до Лг=0,9 соответ-
ственно. Аналогичные измерения, проведенные на импеллере с
козырьком Л-85-30-4-12, показали близкие результаты (0,035—
0,08). При испытании импеллера с наклонными пазами и осе-
вым зазором а—2. мм относительная протяженность пенистого
слоя была меньше (0,03—0,04).
В целом, приведенные экспериментальные данные подтверж-
дают выбранную модель течения с оребренной стороны импелле-
ра в виде вращающегося с постоянной угловой скоростью жид-
костного кольца.
Влияние на коэффициент напора числа лопаток или пазов
видно из данных, представленных на рис. 2.2. В диапазоне
z< 12 импеллер с лопатками типа Л обеспечивает заметно
больший напор, чем импеллер с пазами (тип 77); при z=12
это отличие невелико. Как будет показано в гл. 5, для уменьше-
ния мощности, затрачиваемой на привод импеллера, целесооб-
разно иметь возможно больший коэффициент напора. Следова-
тельно, экономичный импеллер должен иметь число лопаток
z^8 или число пазов 12.
Были также проведены опыты с импеллером с наклонными
пазами. Его напорные свойства оказались несколько хуже (<pj=
=0,825), чем у аналогичного импеллера с пазами, выполненны-
27
ми по радиусу (^=0,92). Причем величина <рл не изменялась
при вращении импеллера в обе стороны, т. е. не зависела от то-
го, были наклонены пазы вперед или назад по вращению. Пот-
ребляемая этим импеллером мощность оказалась больше, чем
для импеллера с радиальными пазами на 28% при наклоне па-
зов вперед и на 6%—при наклоне назад.
Рис. 2.3. График влияния на
коэффициент напора импелле-
ра высоты лопаток (глубины
пазов):
Обозначения Z £>2. мм а, мм
• 12 62 3,5
Д 12 89 3,5
О 16 93,5 2 с лопатками
-ф 12 116 2
□ 16 46 2 1
0 16 86 4 1 с пазами
▼ 16 86 2
Испытания ряда импеллеров на водоглицериновой смеси по-
казали, что в диапазоне числа Рейнольдса Не— 104ч-5-107 вели-
чина <рл не изменяется (Re = /?2<o/v).
Высоту лопаток (глубину пазов) для импеллеров с D2—
= 404-120 мм целесообразно выбирать в пределах /1=Зн-4 мм,
что следует из данных рис. 2.3. При /г<3 мм коэффициент на-
пора заметно уменьшается, при /г>4 мм увеличение <?2Л незначи-
тельно.
Те
Одним из положительных свойств импеллерного уплотнения
является независимость его напора от величины осевого зазора
в достаточно больших пределах a/Rz—®,024-0,14 (рис. 2.4). Это
обстоятельство в значительной мере упрощает сборку агрегата.
Также незначительное влияние на напор импеллера оказывает
и радиальный зазор. В диапазоне с/Т?2=0,1 н-0,8 величина
Рис. 2.4. График влияния на коэффициент напора относи-
тельного осевого' зазора:
Обозначение Z D2, мм h, мм
Д 16 93,5 4
• 16 56 4 с пазами
▲ 16 46 3
X 12 100 3 с лопат-
□ 12 93,5 4 ками
остается постоянной, а при весьма малом зазоре с//?2 = 0,02 она
возрастает на ~ 10%, этот результат получен на открытых им-
пеллерах с £>2=564-86 мм.
Следует отметить, что осевой и радиальный зазоры, как бу-
дет показано в гл. 5, оказывают значительное влияние на пот-
ребляемую импеллером мощность. Однако это относится лишь к
открытым импеллерам. Более совершенный тип импеллера—с
козырьком—обладает характеристиками как по напору, так и
по1 мощности, независящими от этих зазоров. По абсолютной ве-
личине напор импеллера с козырьком совпадает с напором отк-
рытого импеллера.
Показанные выше зависимости для коэффициентов напора
справедливы при достаточной большой радиальной протяжен-
ности жидкости (Т?2—Rr)- Безразмерным критерием, характери-
зующим эту радиальную протяженность, может служить отно-
шений Rt/R2=ri.. На рис. 2.5 показано влияние величины /?г на
коэффициент напора откуда следует, что величина $ ос-
тается постоянной при RT<0,8; при RR>0,8 — коэффициент на-
29
пора уменьшается. Эти результаты получены на импеллере
П-80-30-3-18 при работе на воде и этиловом спирте. Влияние на
напор импеллера осевого зазора а, глубины пазов h и числа
Рейнольдса, экспериментально полученных в работе [35], близ-
Рис. 2.5. График влияния отно-
сительного радиуса зеркала
жидкости на коэффициент на-
пора
ко соответствует приведенным выше данным; влияние же числа,
пазов (в пределах г=8ч-'24) оказалось менее заметным, что,,
по-видимому, можно объяснить их большей глубиной (й =
= 6 мм).
2.2. Определение основных размеров уплотнения
К основным следует отнести те размеры импеллерного уп-
лотнения, которые определяют перепад давлений на облопачен-
ной стороне импеллера или, другими словами, его напор. Следо-
вательно, основным размером импеллера является его наруж-
ный радиус /?2- Величина /?2 определяется по уравнению (1.3),
для чего должны быть заданы или рассчитаны давления р2 и
рг, плотность жидкости, угловая скорость вращения вала ы, ми-
нимальный радиус лопаток (при Ri>Ro) или радиус щели
Ro (при Ro>Ri), а также коэффициент напора <$. В начале рас-
чета величиной <р2 следует задаться <р2=0,8 -5-0,9; после опреде-
ления всех основных размеров импеллера ее следует уточнить
по графическим зависимостям предыдущего раздела, учитывая
выбранное число, форму и глубину ребер. При выборе формы
оребрения следует иметь в виду, что пазы постоянной толщины
более экономичны по потребляемой мощности, а лопатки посто-
янной толщины имеют несколько меньшую массу.
Для давления р2 по аналогии с давлением на выходе из на-
соса примем
P2-Pbx. = /(Qh; м; (2.2)
е
где QH—расход насоса; Ah — кавитационный запас; рвх —Дав-
ление на входе в насос.
Обычно насос эксплуатируется в диапазоне Ah, в котором
последний не оказывает влияния на величину (р2—рвх). Однако
30
для большей надежности желательно подтвердить это экспери-
ментом, поскольку без опыта определить возникновение кавита-
ционных явлений во внутренних полостях насоса, гидравлически
связанных с полостью импеллера, затруднительно; кроме того,
следует иметь в виду, что кавитация в открытых центробежных
колесах может оказать более заметное влияние на р2, чем на
выходное давление насоса.
Рис. 2.6. Различные конструктивные схемы импеллер ных уп-
лотнений в насосах:
/—щелевое уплотнение; 2—разгрузочные отверстия в центробежном ко-
лесе; 3—импеллер; 4—подшипник; 5—'отверстия для охлаждения поло-
сти импеллера; 6—дополнительные лопатки импеллера; 7—-входной
патрубок; 8—шнековое колесо насоса; 9—щелевое уплотнение на валу;
/0—дроссельная шайба; 11—стояночное уплотнение
Опыт показал, что' при условии, указанном выше, уравнение
(2.2) можно приближенно представить в следующем виде:
Р2 Рвх f / Он
\ ш
Рассмотрим течение жидкости во внутренних полостях насоса,
примыкающих к импеллеру.
На рис. 2.6 даны несколько конструктивных схем ГДРУ в
насосах. На схеме а жидкость через щелевое уплотнение 1 на
ведущем диске центробежного колеса втекает в полость с глад-
кой стороны импеллера 3 и вытекает из нее через разгрузочные
31
отверстия 2 в колесе на вход насоса. Для этой схемы давление
р2 на периферии импеллера будет равно
А=Аж+ДРгл+ДА>тв.д, (2.3)
где Аргл— повышение давления с гладкой стороны импеллера
между отверстиями в колесе и периферией импеллера;
Аротв.д — гидравлическое сопротивление вращающихся от-
верстий в диске колеса.
На схеме б между импеллером и колесом установлена стенка
с подшипником и отверстиями, причем последние обеспечивают
возможность циркуляции жидкости между полостью импеллера
и рабочего колеса с целью отвода тепла трения, выделяющегося
при работе подшипника и импеллера. Для определения давле-
ния р2 в этом случае необходимо рассчитать гидравлические
сопротивления отверстий 2 и 5, подшипника 4, а также радиаль-
ные перепады давлений в обеих рассматриваемых полостях. Ра-
диус Д2 импеллера для многорежимного насоса следует опреде-
лять при максимальной величине (р2—Pr)/w2 (давление в газо-
вой полости рг считаем заданным). Затем необходимо прове-
рить величину радиуса зеркала жидкости Рг при минимальном
значении (р2—рг)/<в2. При этом должно выполняться следующее
условие:
для открытого импеллера — Дг/7?2^0,7;
для импеллера с козырьком — Дг//?2^0,95.
Если это условие не выполняется, то газ из газовой полости
будет проникать в жидкостную полость ГД РУ и оттуда во внут-
ренние полости насоса (см. гл. 4). Для предотвращения этого
следует повысить минимальное значение р2, например, путем
увеличения гидравлического сопротивления разгрузочных от-
верстий 2. После этого вновь следует рассчитать величину Т?2,
поскольку изменится и максимальное значение (р2—pr)/w2.
Для ГДРУ, установленного со стороны входа в рабочее коле-
со (см. схему в), увеличить давление /?2 можно путем выполне-
ния дополнительных лопаток 6 с гладкой стороны импеллера;
эти лопатки, кроме того, обеспечивают прокачку жидкости через
полость ГДРУ.
При расчете ГДРУ по схеме в следует иметь в виду, что дав-
ление у втулки со стороны входа в рабочее колесо может быть
значительно меньше входного давления насоса. Для шнековых
рабочих колес, например, это понижение можно рассчитать по
формуле
2 (Рвх —PB1)_ 0,5— т
е«щ 3,1 + т ’
где иш — окружная скорость периферии лопаток шнека; т—
=1—а/рл; а — угол атаки; рл— угол установки лопаток шнека
на входе. Для диагонального рабочего колеса соответствую-
щая зависимость дана на рис. 2.7.
32
Следует также -обратить внимание на особые условия истече-
ния жидкости через отверстия 5 (см. рис. 2.6, бив). Они зак-
лючаются в том, что
жидкость со стороны
входных кромок отвер-
стий может иметь окруж-
ную скорость, которая,
как будет показано ниже,
оказывает значительное
влияние на коэффициент
расхода этих отверстий.
На рис. 1.3 жидкость
из щелевых уплотнений
на ведущем диске центро-
бежного колеса течет че-
рез подшипник и отвер-
стия в полость импеллера
и далее через радиаль-
Рис. 2.7. График понижения давления в
центре входной трубы на режимах с проти-
вотоками для диагонального насоса:
Qpac4—'расчетная подача насоса; О—вблизи ко-
леса; S—на расстоянии от колеса z=Rтр
ные отверстия в коллек-
тор; из коллектора жидкость течет по перепускной трубке на
вход насоса. В данной схеме давление на периферии импеллера
отличается от давления на входе в насос на величину гидрав-
лических сопротивлений перепускной трубки с установленной
в ней шайбой и отверстий
Рис. 2.8. График повышения давления
на стенке входного патрубка шнеко-цен-
тробежного насоса непосредственно пе-
ред шнеком (из-за -обратных течений):
□—Рл=6,5°; А—9°; О—‘13°; •—10,5°
между полостью импеллера
и коллектором.
Кроме того, если пере-
пускная трубка оканчивает-
ся вблизи входа в рабочее
колесо, то давление на стен-
ке корпуса входного патруб-
ка может быть повышено
из-за обратных токов, выхо-
дящих из колеса. Это повы-
шение давления можно оце-
нить по зависимостям на
рис. 2. 8 и 2. 9.
Обычно расход утечек
через щелевые уплотнения
бывает настолько большим,
что закрутка жидкости глад-
кой стороной импеллера не-
значительна и можно при-
нять, что перепад давлений
по радиусу невелик.
й некоторых достаточно редких случаях, когда можно допу-
стить заметное парообразование на зеркале, импеллер можно
разместить в тупике без протока жидкости.
2 4541
33
стенке
насоса:
входной
Рис. 2.9. Повышение давления на
входного патрубка диагонального
«1—максимальная окружная скорость
кромки лопатки
Расход пара в этом случае будет пропорционален подводи-
мой к жидкости энергии, т. е. мощности импеллера, а закрутка
жидкости гладкой стороной импеллера будет весьма заметной:
для открытого импеллера ср^^ОД, для импеллера с козырьком
^л~0,25.
При значительном превышении давления в газовой полости
рг над входным давлением насоса рвх применяют схему г (см.
рис. 2.6), согласно которой в полость импеллера подводится
жидкость с выхода насоса. Из полости ГДРУ жидкость течет по
зазору между корпусом
и валом на вход насоса.
Для поддержания высо-
кого давления р2 и сни-
жения расхода циркули-
рующей жидкости уста^|
навливается щелевое
уплотнение по валу 5. Ре-
гулирование давления р2
осуществляется с по-
мощью дроссельной шай(
бы 10.
Рассмотрение типовых
схем ГДРУ и примыкаю!
щих к нему гидравличе-|
ских трактов показывает
большую сложность потока во внутренних полостях насоса и
трудность достаточно точного расчетного определения давления
р2. По этой причине для обеспечения нормальных условий pall
боты ГДРУ обычно предусматривается регулируемое сопротив-1
ление (дроссельная шайба). Кроме того, если действительное!
давление р2 окажется меньше расчетного, то наружный диамет]
лопаток импеллера можно подрезать, оставляя козырек неиз
менным, что не требует изменения соответствующего паз!
в корпусе.
При расчетах на стадии проектирования оценку перепадов
давлений при течении жидкости в радиальных щелях между
корпусом и вращающимися элементами можно проводить по за-
висимостям, приведенным в гл. 1, а потери давления в местных
сопротивлениях — по данным работы [2] и других монографий
по гидравлике. Для лопаточных машин и, в частности, для при-
мыкающих к импеллеру внутренних полостей насосов весьма ха-
рактерным местным сопротивлением является отверстие, дви-j
жущееся относительно жидкости. К этому типу сопротивлений
относятся:
1. Отверстия во1 вращающемся диске и вращающейся трубе.
2. Отверстия в неподвижной стенке, ограничивающей враща-
ющийся поток жидкости или поток, текущий вдоль стенки.
34
3. Вход в трубу из цилиндрической полости, в которой жид-
кость вращается, а также вход в трубку из канала.
4. Шариковый и роликовый подшипники.
Рассмотрим вопрос о коэффициенте расхода отверстия, вы-
полненного во вращающемся диске *>,.
При решении задачи примем следующие ограничения:
а) отношение диаметра отверстия d к радиусу его располо-
жения относительно оси вра-
щения диска R весьма
мало;
б) ось отверстия нор-
мальна к плоскости диска.
Указанные допущения
сводят задачу к истечению
жидкости из отверстия, вы-
полненного в стенке, движу-
щейся прямолинейно с по-
стоянной скоростью. Этот
случай включает также
истечение жидкости из от-
верстия, выполненного во
вращающемся цилиндре до-
статочно большого радиуса
по сравнению с диаметром
отверстия (рис. 2.10), а
также истечение через не-
подвижное отверстие в ди-
ске или в цилиндре, около
которых жидкость вра-
Рис. 2.10. Схемы истечения жидкости из
отверстия в движущейся стенке:
а—'вращается диск; б—вращается цилиндр;
в—вращается жидкость; г—стенка, движущая-
ся поступательно. Направление струи показа-
но в относительном движении; и—скорость
стенки; Со—абсолютная скорость жидкости на
бесконечном удалении от отверстия
щается.
Далее рассмотрим плоскую задачу истечения жидкости че-
рез щель шириной Ь.
Для получения общего решения будем считать, что окруж-
ная составляющая абсолютной скорости жидкости Со=И=О (см.
рис. 2.10, г).
Напишем уравнение Бернулли в относительном движении
для сечений о—о и с—с:
Ро эдо~ц2 . ! w*~a2
о~Г 2 е ' 2
(2-4)
где wQ=c0—и— относительная скорость.
Обозначив г\р=р0—рс, найдем из (2.4) величину относитель-
ной скорости в струе:
®с= ]/2a/VQ + (го — «Л
*> Решение этой задачи выполнено совместно с инженером Никола-
евым В. В.
2*
35
Объемный расход жидкости через отверстие составит
^ = 8®,
(2.5)
где б — площадь струи в сжатом сечении.
Вводя обозначения:
е = —--- коэффициент сжатия струи;
b — площадь отверстия;
срс — коэффициент скорости;
|1=фсе — коэффициент расхода отверстия из уравнений
получим:
(2-5),
^ + (Со-«)2.
(2-6)
Исследуем частные случаи уравнения (2.6):
а) если стенка неподвижна и скорость жидкости на
вечности равна нулю (с0=и=(У), то получим известное
беско-
выра-
жение для истечения жидкости из отверстия в большом резерву-
аре:
б) и—0- Со¥=О. Истечение жидкости из отверстия в боковой
стенке канала
, Г2кр . 2
]/ ——4-с0;
V о
в) и=#0; Со=0- Истечение неподвижной на бесконечности
жидкости из отверстия, выполненного в стенке, движущейся по-
ступательно со скоростью и:
Для случая б решение приведено в монографии [7]. В ней
рассматривается плоская задач истечения идеальной жидкости
из отверстия (щели) в боковой тонкой стенке канала бесконеч-
ной ширины. В работе [7] получено (жидкость идеальная, <рс =
= 1):
В L 2 cos В
и, = е = -—=— -------- , (2.7)
b b 2k — 1 k 7
где б и Ъ — площади на единицу ширины струи в сжатом сече-
нии и отверстия соответственно;
36
k=^~—отношение расхода жидкости qK в канале высотой L к
Ч
расходу через отверстия;
q--=tbwc.
Из четырех 'последних выражений имеем:
S___L 1 wo
b k wc
Величины -у-, k и р связаны между собой следующим соот-
ношением:
(2-8)
Ь __ 1 cos р Г Л sin cos ₽ jn 1 + cos 3 ।
Ln 1 I k k 1 — cos 8
1— 2Г
(2-9)
Исключая из уравнений (2.7), (2.8) и (2.9) неизвестные
получим зависимость
s
k и p,
— I
L /
Проведенные на ЭВМ расчеты показали, что влияние
Ь
— на
L
b ь
коэффициент е невелико при — <0,6. Поэтому при — < 0,6
величина s=p. является однозначной функцией только отноше-
ния скоростей —. На практике удобней пользоваться другими
wc
„ Ип wn q
отношениями скоростей: — или т = —/ ; здесь св=~--------------
Лол -
некоторая условная скорость
отношения скоростей связаны
симостями:
в отверстии при e=l. Указанные
между собой следующими зави-
37
где
b +wo
Вместо р удобней пользоваться коэффициентом
причем
р'
г у 1 + m2
Для проверки теоретических зависимостей были проведены
эксперименты на установке с вращающимся диском, имеющим
Рис. 2.11. Виды исследованных дисков с отверстиями
отверстия. Опыты проводились при угловой скорости <0 = 0; 500;
1000; 2000 и 3000 рад/с и перепадах давлений от 0,015 до
0,35 МПа. Исследованные диски с отверстиями показаны на рис.
2.11, а на рис. 2.12 представлены опытные точки и теоретиче-
38
ская зависимость коэффициента расхода ц от отношения скоро-
стей т. Кроме того, даны опытные кривые из работы [25] по про-
дувке отверстий в боковой стенке канала и по проливке отвер-
стий во вращающемся диске [17]. Опытные данные по отверсти-
ям с плоским входом удовлетворительно1 согласуются с теорией.
Некоторое превышение опытных значений для отверстий в тон-
кой стенке по сравнению с теорией в диапазоне небольших т
Рис. 2.12. Зависимость коэффициента расхода от отношения скоростей:
д — рис. 2.11, а
□ — рис. 2.11, б
О — рис. 2.11, в
• — рис. 2.11, г
— из работы [17]
— теория
вращающийся диск
1 отверстие в боковой
J стенке канала [25]
можно объяснить неполным и несовершенным сжатием струи
из-за неостроты входной кромки и направляющего влияния ци-
линдрических стенок перед отверстиями.
Данные рис. 2.12 подтверждают аналогию между истечением
жидкости из отверстий во вращающемся диске и в боковой стен-
ке канала; существенной разницы между короткими и длинными
отверстиями не наблюдается. Коэффициент расхода отверстий
с тороидальным входом заметно ниже, чем для отверстий с пло-
ским входом в диапазоне т>0,5. К сожалению, в работе [17] от-
сутствуют сведения о форме отверстий.
Таким образом, полученные выше данные позволяют опреде-
лять перепад давлений на вращающихся отверстиях, а также и
39
на неподвижных при наличии скорости жидкости вдоль стенки.
При этом можно пользоваться обобщенными кривыми, пред-
ставленными на рис. 2.13.
Поскольку полученные зависимости справедливы и для
длинных отверстий ими можно воспользоваться;
для оценки потерь при входе в ответвленный трубопровод, нап-
ример, в перепускную трубу, отводящую жидкость непосред-
ственно из полости импеллера. Расчетная схема течения для это-
Рис. 2.14. Схема к расчету
гидравлических потерь при
входе в ответвленный тру-
бопровод:
/—/—сжатое сечение струи
го случая дана на рис. 2. 14.
Предполагаем, что все потери
энергии при входе в ответвлен-
ный трубопровод связаны
Рис. 2.113. .График зависимости ко-
эффициента расхода р/ от отноше-
ния скоростей:
Ч
1—теоретическая кривая (для отвер-
стий с плоским входом); 2—экспери-
ментальная кривая для отверстий с то-
роидальным входом
только с внезапным расшире-
нием струи от сжатого сечения 1—1 до полного сечения d2- Зна-
чение искомых потерь получим по теореме Борда — Карно:
д_. (w2-wcp / 1
2 I, е J 2 ’
где е =--———коэффициент сжатия; ®2 = —.
^2 ®с А
Значения е определяем по зависимостям на рис. 2.1'2, прини-
мая е=|л.
Судя по графику на рис. 2.13, влияние скорости w0=u—cw
следует учитывать при w0/w2>'2. Это условие имеет место при
отборе жидкости из полости импеллера, из выходного диффузо-
ра насоса и т. п.
40
2.3. Оценка осевых сил, действующих на импеллер
Осевая сила, действующая на импеллер, возникает из-за раз-
ности давлений по обе стороны импеллера:
S^Sj-S,, (2.10)
где — сила, действующая с гладкой стороны импеллера;
S2 —сила, действующая с лопаточной стороны импеллера.
В случае небольшой закрутки жидкости с гладкой стороны
импеллера давление по радиусу постоянно и равно р2. Тогда
51 = /72Л (/?2—7?в).
С лопаточной стороны импеллера давление переменно и, следо-
вательно,
R,
S2=^p2nRdR. (2.11)
Ro
Подставив в (2.11) вместо давления р его выражение по уравне-
нию (1.3), найдем величину осевой силы S2:
2 2
S2=nQ^L(^-^)2 + npr ($-/$.
Подставив найденные значения St и S2 в уравнение (2.10), полу-
чим выражение для определения осевой силы, действующей
на импеллер в случае незначительной закрутки жидкости с его
гладкой стороны:
5 = лА(/?22-^)-лл(^2-^о)-ле-^(/?22-/??)2. (2. 12)
Рассмотрим некоторые частные случаи. Для часто встречаю-
щихся на практике случаев последнее выражение при-
мет вид
/ /?2 I /?2 \
(р0-Л) . (2. 13)
При полностью залитом импеллере ^г='(Дг)т1п=До> осевая си-
ла максимальна
5гаах=^(А-^)(^2-/?о) (2.14)
или
(2-15)
Ид \ “ /
41
Из последнего выражения следует, что осевая сила уменьшает-
ся с ростом угловой скорости ю и коэффициента напора у2
при заданном перепаде давлений (рг—рг)- На рис. 2.15 выра-
Рис. 2.15. Зависимость осевой силы от перепада давлений
при Рг=Ро р=1000 кг/м3; фл2=0,9
жение (2.15) представлено в графическом виде для значений
Q— 1000 кг/м3 (вода) и ?л=0,9.
Если с гладкой стороны импеллера жидкость заметно закру-
чена, т. е. фгл^>0, то осевая сила будет меньше на величину
9 9
д5=ле-^-(^-/?2в).
(2. 16)
Глава 3
ГЕРМЕТИЧНОСТЬ УПЛОТНЕНИЯ
3.1. Пленка и капли жидкости в полости
уплотнения. Граница раздела фаз
Для оценки влияния на утечки пленки жидкости, стекающей
по неподвижной стенке уплотнения, была проведена серия экс-
периментов с одновременным измерением величины утечек и
толщины пленки жидкости на стенке, выполненной из оргстекла
при различной плотности газа qp в газовой полости уплотнения.
Исследовались уплотнения с импеллерами различных конструк-
Рис. 3.1. Схема измерения толщины пленки
жидкости на стенке:
1—винт; 2, 5—'электроды; 4—прибор
ций при изменении определяемой по уравнению (1.6) величины
р2 от 0,2 до 0,9. Давление в газовой полости изменялось в пре-
делах рг=0,024-1,0 МПа, что соответствует изменению плотно-
сти воздуха Qr=0,255—=—12,7 кг/м3. Принципиальная схема изме-
рения толщины пленки в разных точках стенки уплотнения пред-
ставлена на рис. 3.1. Микрометрическим винтом 1 менялась ве-
личина зазора между неподвижным 2 и перемещающимся вме-
сте с винтом 1 электродом 3. При замыкании цепи, что отмеча-
лось прибором 4, фиксировали значение расстояния между элек-
тродами. Сами электроды тщательно' изолировались, за исклю-
чением чувствительной поверхности по их торцам.
43
Испытания при высокой плотности газа Qr>4 кг/м8 показали,
что на неподвижной стенке существует пленка. Величина ее
оставалась в наших опытах примерно постоянной, в пределах
0,25—0,3 мм. В то же время при изменении режимов работы уп-
лотнения утечки жидкости менялись в широких пределах. При
низкой плотности газа (рг<Д,8 кг/м8) пленка отсутствовала,
однако утечки жидкости име-
Рис. 3.2. Вид спектра капель жидко-
сти
ли место.
Для фиксирования процес-
сов, происходящих в полости
уплотнения при высоких ско-
ростях вращения импеллера,
производилась фотосъемка с
применением освещения от
электрического разряда, со- -
здаваемого специальной искро-
вой установкой. Продолжи-1
тельность свечения при съемке |
составляла величину порядка»
(34-4) 10-6 с.
Фотосъемка газовой поло-1
сти при работе уплотнения по-1
зволила выявить наличие»
большого количества капель *
жидкости, находящихся в об- ,
ласти осевого зазора а между
вращающимся импеллером и ,
неподвижной стенкой. По по-
лученным фотографиям были i
проведены непосредственные :
измерения спектра капель и их
размеров. Образец фотогра-
фии спектра представлен на
фото (рис. 3.2). Для построе-
ния кривых распределения капель выбирались участки с наибо-
лее четким изображением. Подсчет капель производился через
каждые 100 мкм. По результатам подсчета строились суммар-
ные кривые распределения капель по весу, по которым опреде-
лялось значение медианного диаметра dm.
Фотографирование с выдержкой 1/500 с позволило получить
треки капель жидкости с движением их в радиальном направле-
нии от границы раздела фаз к валу (рис. 3.3). Стрелкой отмече-
на граница раздела жидкостной и газовой фаз.
Анализ проведенных исследований (см. разд. 1.4) и фотогра-
фирование в полости уплотнения с лопаточной стороны импел-
лера показали, что на границе раздела фаз в пазах импеллера
имеет место «перекос» поверхности жидкости. Для получения
отпечатков и с целью анализа течения в области осевого зазора
44
и пазов импеллера в рабочую жидкость вводились примеси, ко-
торые осаждались на поверхности диска. Такой примесью в на-
ших опытах служила ва-
куумная замазка, предва-
рительно расплавленная
в горячей воде. Кроме
того, были проведены
испытания с подачей в га-
зовую полость нагретого
газа с высоким содержа-
нием сажи, частицы кото-
рой осаждались на диске
только в области, свобод-
ной от жидкости.
Рис. 3.3. Полости уплотнения (выдержка
1/500 с)
На фотографии, полу-
ченной в опытах с замаз-
кой (рис. 3.4), видно, что
жидкость с напорной сто-
роны паза импеллера опускается ниже границы раздела фаз Rr,
имеющей место в зазоре а, на величину «перекоса» А. Отмечен-
ный «перекос» может быть вызван действием кориолисовой
силы инерции, обусловленной радиальным течением жидкости
во вращающихся каналах импеллера.
Рассмотрим равновесие элементарного объема жидкости у
поверхности жидкости в канале. В системе координат, вращаю-
щейся вместе с импеллером, на жидкость в пазах импеллера бу-
дет действовать центробежная сила инерции (рис. 3.5) dm^-R и
кориолисова сила инерции
dm2<AVR ж. Равнодействующая
этих сил уравновешивается силой
'давления прилегающих слоев
жидкости, и поэтому поверхность
жидкости нормальна к этой рав-
нодействующей. Следовательно,
a _ ________/?Ж __ R ж
n db dmuflR wR
(3.1)
Для одномерного расходного те-
чения жидкости по ширине паза
импеллера величиной b уравне-
ние (3. 1) можно записать
Рис. 3.4. Импеллер с отпечатками
границы раздела фаз
2/>rV
1 R ж
(3.2)
45
С учетом выражений (1.17) величина «перекоса» жидкости в
каналах на границе жидкость — газ запишется
д(2 2j
hz
По- полученной зависимости -с учетом экспериментальных
значений ^Лж = 0,18 и <рл=О,8 (см. разд. 1.4) были просчитаны
Рис. 3.5. Схема для пояснения положения грани-
цы раздела фаз по ширине паза импеллера
Таблица 2
№ по пор. Рабочая жидкость СО, рад/с Тип кана- ла Rr, ММ ММ А* ^экспер.’ ММ Арасч> ММ
1 Вода 2140 п 34 40 3,6-3,8 3,42
2 » 2040 п 28 39 2,5-2,8 2,81
3 » 1110 и 34 39 3,2-3,5 3,42
4 » 1050 п 23 40 2,5-2,9 2,31
5 Азотная кислота 3770 п 22 28 2,0-2,2 2,21
6 Вода 2100 л 33 39 3,1-3,3 3,32
7 » 1110 л 32 39 3,0-3,1 3,22
8 Этиловый спирт 2620 л 29 32 2,1—2,3 2,48
* Ввиду размытой гр-аннцы следа измерялось два значения Д—по верхней
и нижней границе.
46
величины «перекоса» Д для различных импеллеров в широком
диапазоне измерения режимов их работы. В табл. 2 представле-
ны результаты расчетов и экспериментальные значения величи-
ны Д тари испытании на различных рабочих жидкостях. Как вид-
но из таблицы, расчетное значение величины «перекоса» поверх-
ности жидкости в каналах колеса удовлетворительно согласу-
ются с экспериментальными данными.
3.2. Механизм утечки жидкости
У задней стенки паза импеллера, на поверхности раздела
фаз, имеет место вращательное движение жидкости с осью вра-
щения, направленной по радиусу импеллера. Плоскость поверх-
ности раздела фаз в пазу не
совпадает с концентриче-
ской цилиндрической по-
верхностью. Нормаль этой
поверхности составляет с
направлением радиуса им-
пеллера угол ап, обуслов-
ленный соотношением вели-
чины «перекоса» Д и шири-
ны паза импеллера. Круго-
вое движение жидкости в
пазу со скоростью юв совер-
шается относительно ради-
альной оси, что приводит к
образованию гребня жидко-
сти, нависающего над по-
верхностью жидкости (рис.
3.6). Высота образовавше-
гося гребня жидкости рас-
тет при вращении вихря и
достигает наибольшей вели-
чины при повороте его на
угол <р=180°, т. е. когда ли-
ния dO' займет положение
сО'. Срыв гребня жидкости
произойдет, когда инерцион-
ные силы его вихревого дви-
Рис. 3.6. Схемы для пояснения механиз-
ма образования утечек
жения будут превышать силы вязкости и поверхностного натя-
жения. Поскольку паз импеллера является открытым со сторо-
ны осевого зазора а, то образовавшийся над поверхностью жид-
кости гребень может сорваться с направлением полета массы
жидкости в сторону осевого зазора а. С ростом угла ср вероят-
ность срыва увеличивается, так как растет масса жидкости
вращающегося гребня. Такое первичное разбрызгивание яв-
ляется, на наш взгляд, основным источником образования уте-
47
чек жидкости. При этом слабым местом, в котором гребень
разрушится, будет сечение, где гребень выйдет из зоны дейст-
вия стенок паза импеллера.
Будем считать, что образующие гребень поверхности линей-
ны и сходятся в центре вращения О', а превышение гребня 0'1
над центром вращения — величина постоянная. Теоретический
расход срываемой жидкости в идеальном случае будет опреде-
ляться угловой скоростью и проходным сечением вихря
в плоскости zO'y (см. рис. 3.6), с учетом числа пазов для всего
импеллера:
г2
QTeop = (flB^O'Z—-2I- (3.4)
Из .геометрических соотношений величина 1оч с учетом фор-
мулы (3.3) будет'
4jt7?ra/'Bfej?1KyJI (2 g)
bthz
Теоретическая величина утечек с учетом выражения (1.33) I
определится
СтеоР=^7-^в/??а^ж?л(1-?л)ив- (3- 6)|
оЬ yh
С учетом йв—0,3; <рл = 0,8 и &Лж=0,18, — полечим
QTeop=0,905- 10-W^/z/6r. (3. 7)
3.3. Устойчивость границы раздела фаз
и граница герметичности уплотнений
Действительное количество срываемой жидкости будет мень- 1
ше, чем в идеальном случае. Очевидно, количество срываемой
жидкости в реальных условиях будет определяться соотношени-1
ем сил, способствующих срыву (инерционных) и препятствую- 1
щих ему (силы поверхностного натяжения, вязкости и аэроди-
намического сопротивления).
Поскольку при движении жидкости на нее оказывают влия- (
ние силы вязкости и поверхностного натяжения, для срыва греб-
ня инерционная сила жидкости должна превышать их величину. ।
При вращении гребня относительно поверхности жидкости бу- -
дет возрастать масса жидкости, и при достижении «критиче- ;
ской» величины ее произойдет срыв. Таким образом, расход
жидкости будет дискретным, в виде отдельных образований.
При вращении гребня на него действуют инерционная сила
/’ин вращающейся массы жидкости, стремящаяся разрушить
гребень и направленная от центра вращения; для недеформиро-
ванного гребня запишется
9
^>ня = ~Т~ 6ж^гри)вГв- (3.8)
о
48
Объем гребня жидкости Qrp растет с поворотом его на угол <р.
Площадь поперечного сечения гребня изменяется от нулевого
значения на линии dO' до наибольшей величины, определяемой
площадкой O'd'c (см. рис. 3.6), что соответствует углу поворота
<р=1180°.
При увеличении границы срыва возрастают силы поверхно-
стного натяжения, стремящиеся уменьшить линейные размеры
гребня и удержать его от срыва, и сила аэродинамического соп-
ротивления. С ростом площади срыва возрастают силы вязко-
сти, препятствующие срыву. Кроме того, до сечения, соответст-
вующего углу поворота гребня <р=-^-, гребень от срыва удержи-
вается стенками паза импеллера. При дальнейшем вращении
гребень выходит из зоны действия стенок паза. Вероятность от-
рыва гребня растет и будет наибольшей при достижении им се-
чения O'd'c.
Сила поверхностного натяжения Д, действующая на гре-
бень, направлена по касательной к профилю гребня в месте от-
рыва (при Выражение ее проекции, совпадающей по
направлению с инерционной, для момента отрыва запишется
V. c°s <?к --------- , (3.9)
\ cos ал /
где — угол между вертикалью и направлением инерционной
силы в момент отрыва.
Выражение для вязкостной силы Rv_, действующей в плос-
кости среза гребня для слоя, в котором проявляется действие
вязкостных сил, оценим, считая, что действие вязкостных сил
проявляется по слою жидкости толщиной б, на внешней грани-
це которого сила трения равна нулю, а толщина слоя постоянна
вдоль радиуса
80=3,71у^-. (3. 10)
Тогда
/31x=pa)’’5rBFcp/3,71v^5> (3.11)
где Кер — площадь действия вязкостных сил; из геометрических
соотношений
г2
Fcp==~2cosa [arctg(cosa„tgycp)]. (3.12)
LUd '-*/2
Тогда выражение (3.11) при <рср=-^- будет
:РЖ
Я(йв’5Гв
14,845 cos ая
(3. 13)
49
Анализ изменения силы аэродинамического сопротивления по-
казал, что величина ее составляет 0,3—0,1% от Рш на всем сек-
торе фср, что дает основание пренебречь ею в дальнейшем рас-
чете.
Отрыв гребня жидкости произойдет, когда внутренние силы
жидкости не смогут удержать гребень в состоянии вращения.
В этот момент произойдет деформация слоев гребня и он разру-
шится. При отрыве гребня должно удовлетворяться условие
Р»+Р,<Рт. (3-14)
В момент отрыва массы жидкости профиль гребня будет дефор-
мироваться, стремясь принять форму, при которой сопротивле-
ние отрыву будет максимальным. Формой и размерами профиля
в месте отрыва будет определяться сила поверхностного натя-
жения Ра. В пределе в момент отрыва сила поверхностного на-
тяжения совпадает с направлением деформации гребня и будет
максимальной
1 + sing”Y (3.15)
\ cos ап )
Так как периметр сечения гребня в момент срыва определя-
ется положением гребня в плоскости zO'y по линии 0'1, запи-
шем условие срыва гребня жидкости для этого сечения. При-
мем; что величина инерционной и вязкостной сил у деформиро-
ванного и недеформированного гребня при прочих равных усло-
виях одинакова. Силами, затраченными на разрыв жидкости,
пренебрегаем. Тогда в момент отрыва удовлетворяется условие
Нж“>в,5/~вУср
7,42v^5cos ая
1 4- sin ап \ 2 2 . /Тер . sin ?ср\
------------— СД'О tg а „---------------- I,
cos ал У 3 Уж в в s " ( 3 г 2
(3. 16)
Выражения (3.16) и (3.3) позволяют оценить условия, при кото-
рых происходит срыв жидкостного гребня.
Для условия срыва <рср=-у- и гв = ~ получим
0,265QJKv^5A3u)1'54-0,5aJK/i(l-[- sin ал)=0,0384ож/г4 sin (3. 17)
Положение границы устойчивости гребня жидкости в пазу
импеллера для воды представлено на рис. 3.7, из которого вид-
но*, что экспериментальные точки, полученные при визуальном
наблюдении за устойчивостью гребня при испытании на воде с
температурой 20° С, удовлетворительно согласуются с теорети-
ческой зависимостью. Определение начала разрушения поверх-
ностного слоя жидкости на границе раздела фаз или границы
неустойчивости проводилось визуально, при освещении границы
раздела фаз стработахометром. Утечек жидкости при этом отме-
чено не было.
50
Испытания проводились в двух вариантах. В одном случае
за постоянную величину принимали значение угловой скорости
и увеличивали величину Дг. При этом фиксировался момент на-
чала срыва капель. Далее эксперимент проводили в обратном
направлении и фиксировали момент, когда капли в зоне разде-
ла фаз отсутствовали. Аналогично проводили испытания, прини-
мая значение /?r=const, и варьировали угловой скоростью им-
пеллера.
Рис. 3.7. Зависимость угловой
скорости от Rrfh:
/—область устойчивого гребня жид-
кости; II—область неустойчивого
гребня жидкости; /—граница ус*
тойчивости
Многочисленные испытания показали, что появление сорвав-
шихся капель жидкости в области границы раздела фаз еще не
характеризует наличие утечек из уплотнения. Утечки из уплот-
нения появлялись только при угловой скорости в 2—3 раза вы-
ше, чем те, при которых отмечался срыв капель. Появление
утечек всегда сопровождалось наличием капель жидкости во
всей газовой полости уплотнения. Испытания по определению
границы негерметичности уплотнения проводились в двух вари-
антах, аналогично испытаниям по оценке границы неустойчиво-
сти поверхности жидкости.
Для выявления влияния физических свойств жидкости на
границу негерметичности эксперименты проводились на холод-
ной и горячей воде, температура регулировалась расходом че-
рез полость уплотнения.
Экспериментальные исследования по определению режимов
начала негерметичности уплотнения показали, что этот режим
наступает при значительно1 больших величинах угловой скоро-
сти импеллера, величины границы раздела фаз RT и других па-
раметров по сравнению с появлением неустойчивости поверхно-
сти жидкости в пазах импеллера.
3.4. Процессы в газовой полости уплотнения
и их влияние на жидкостные утечки
С целью выявления основного механизма переноса утечек из
зоны раздела фаз к валу был проведен ряд экспериментов. При
впрыске в газовую полость уплотнения с помощью шприца рас-
51
твора перманганата калия в радиальном направлении от вала к
границе раздела фаз визуально наблюдался выход струи от кон-
ца иглы на 2—3 мм и изгиб струйки в направлении к валу. Та-
кое поведение струйки жидкости объясняется наличием интен-
сивного газового вихря, направленного к валу.
Измерение полей давления в газрвой полости осевого зазора
производилось дифманометром типа ДТ-5О (поз. 5, рис. 3.8) с
продувкой трубок отбора давления во время экспериментов.
Продувка осуществлялась путем стравливания избыточного дав-
Рис. 3.8. Схема замера полей давления в газовой
полости уплотнения и система продувки:
/—вентиль; 2—редуктор; 3—вентиль наддува газовой по-
лости-. 4—вентиль дренажа; 5—'дифманометр ДТ-50
ления из газовой полости рабочей камеры приспособления (см.
рис. 3.8). Для этого непосредственно перед самым измерением
приоткрывался вентиль дренажа 4 для продувки трубок, давле-
ние в газовой полости постепенно понижалось (в наших опытах
не более, чем на 0,05 МПа), и газ вытекал из трубок в полость.
При испытании одна полость дифманометра соединялась с
трубкой отбора статического давления, вторая —с трубкой пол-
ного давления, расположенной на том же радиусе. Трубку пол-
ного давления можно было установить в разных направлениях
и перемещать в осевом зазоре. При измерении трубка полного
давления устанавливалась в направлении максимального значе-
ния перепада давлений и по известному углу наклона определя-
лась величина радиальной составляющей скорости газового по-
тока. Обработка полученных данных показала, что в газовой по-
лости закономерности движения в радиальном направлении ана-
логичны движению в жидкостной полости. Соблюдается зависи-
мость радиальной составляющей скорости от окружной:
г/«г=kR г=const,
где коэффициент kRr— величина постоянная по радиусу газовой
полости импеллера для исследованного диапазона параметров.
52
Это дает основание выразить скорость радиального течения га-
за в зазоре а с учетом закрутки потока в окружном направле-
нии в следующем виде:
vRr==u^kRT. (3. 18)
В исследованном диапазоне параметров можно считать газ
несжимаемым. Тогда по аналогии с жидкостной зоной в непо-
средственной близости от границы раздела фаз значение сред-
ней радиальной скорости газа можно записать
(3- 19)
Выражение для радиальной скорости при течении газа в обла-
сти осевого зазора будет
где значение комплекса (&лгфл) =0,345 получено эксперимен-
тально. Радиальный газовый вихрь и будет играть определяю-
щую роль в переносе утечек жидкости из зоны границы раздела
фаз к центру вращения импеллера. В непосредственной близо-
сти от границы раздела фаз (рис. 3.9) при изменении направле-
ния течения газового потока от радиального к осевому имеют
место значительные относительные скорости. Величина этой от-
носительной скорости будет определяться значениями скоростей
обеих фаз. За счет высокой относительной скорости жидкости и
газа в осевом направлении у границы раздела фаз происходит
интенсивное взаимодействие указанных сред с серией согласую-
щихся вихрей, что1 приводит к образованию в газовой полости
зоны А, представляющей собой двухфазную эмульсионную сре-
ду с интенсивной турбулентностью в области осевого зазора.
Описанная картина взаимодействия подтверждается наблю-
дением и фотографированием зоны раздела со стороны лопаток
импеллера (рис. 3.10), где ярко выражена двухфазная зона под-
слоя А между жидкостным кольцом и газовой полостью уплот-
нения.
Капли жидкости, вылетевшие из паза в результате срыва с
поверхности, попадают в зону подслоя А. Дальнейшее движение
капель возможно или в зону интенсивного увлечения их газо-
вым потоком к центру, или по инерции в окружном направле-
нии, т. е. обратно к поверхности жидкости. Вероятно, у части
сорвавшихся с поверхности жидкости капель, вылетевших под
большим углом срк в направлении осевого зазора, траектория по-
лета пересечется с поверхностью стенки. Часть капель, падаю-
щих на стенку, отразится от нее, при этом возможно их частич-
ное механическое дробление. Часть капель прилипнет, что вызо-
вет появление пленки жидкости, текущей по стенке под действи-
ем радиального газового вихря от границы раздела фаз к цент-
53
ру вращения. Траектория полета части капель может пересечься
с поверхностью жидкости на границе раздела фаз, и капли либо
сольются с ней, либо отразятся и вместе с каплями, потерявши-
ми окружную скорость, за счет торможения попадут в зону ув-
лечения газовым вихрем в осевой зазор или на стенку. При от-
сутствии соударения капель о механическую преграду движе-
ние их в газовой полости уплотнения, будет определяться соот-
ношением сил аэродинамического сопротивления и инерцион-
ной *).
Рис. 3.9. Картина границы раз-
дела фаз вблизи напорной сто-
роны лопатки:
1—импеллер; 2—.стенка уплотнения
Рис. 3.10. Импеллер при вращении. Стрел-
кой показана зона А двухфазного подслоя
на границе раздела фаз
Запишем для единичной капли [6] соотношение сил аэродина-
мического сопротивления Ра.с и инерционной Рин в окружном
направлении, принимая, что преобладающей скоростью движе-
ния газа является окружная (соизмерима со скоростью импел-
лера). Тогда для момента вылета капли из паза, считая, что
капля вылетает, не задевая стенок паза импеллера, получим
Q 2 ’
ежг KvK cos <рк
(3.21)
где К — постоянная величина, включающая параметры запи-
санных сил;
сх — коэффициент сопротивления.
Величина относительной скорости движения газа и капли в
окружном направлении будет
йУ = исрл —uKcos?K. (3.22)
*> Решение этих задач выполнено совместно с канд. техн, наук Новико-
вым В. И.
54
С учетом выражения для коэффициента -сопротивления капли
[6] уравнение (3.21) запишется
Ра.с ^г’5^’5 (ц«?л — COS ?к)1,5
рин 6ж^’5«к cos Ук
(3. 23)
После преодоления каплей газового- подслоя и возможного
дробления в нем дальнейшее движение капли в осевом зазоре
будет определяться соотношением центробежной силы Рдв и
силы Ра.у аэродинамического увлечения капли радиальным га-
зовым вихрем:
„ „ ,1,5 0,5,„0,5г>2,5
Рцб _ 8жгк’ <»ц’ <РЛ Р
^а.у е°Л0’Ч’>?
(3.24)
Из полученного -соотношения видно, что при попадании капли
за зону подслоя, что означает уменьшение радиуса Р ее орби-
ты, дальнейшее движение капли возможно к центру вращения
импеллера. Тогда соотношение (3.24) для постоянных парамет-
ров работы можно записать
±д^=/(Д^2,5). (3.25)
Ра.у
Из анализа -соотношений -сил (3.21) и (3.23), действующих
на каплю, можно п-роследить двоякую роль плотности в газо-
вой полости на величину утечек. Так, рост плотности в районе
подслоя приводит к уменьшению утечек (уравнение 3.21), а в
зоне действия радиального вихря (уравнение 3.23) -способству-
ет увеличению утечек.
Таким образом, с увеличением ог величина утечек должна
уменьшаться из-за уменьшения величины -самих капель и поте-
ри их кинетической энергии при движении в двухфазном -слое.
Кроме того, с ростом плотности газовой полости увеличивается
интенсивность и мощность радиального течения в газовой по-
лости, что приводит к возрастанию сил аэродинамического ув-
лечения утечек в область вала. -Однако при этом к валу будет
увлекаться только та жидкость, капли которой преодолели -соп-
ротивление двухфазного подслоя, раздробились в нем и попали
в зону увлечения. Следовательно, можно предположить, что с
уменьшением плотности в газовой полости величина жидкост-
ных утечек будет возрастать до определенного предела, кото-
рый будет определяться ростом размеров капель, образующих
утечки, и радиального вихря, участвующего в их переносе. Наря-
ду с ростом размеров капель можно ожидать, что при значи-
тельном уменьшении плотности (Qr->-0) утечки могут не только
расти, но и уменьшаться из-за снижения сил аэродинамическо-
го увлечения капель.
55-
Исследования проводились на всех импеллерах и рабочих
жидкостях. Диапазон величины давления в газовой полости
уплотнения изменялся в пределах рг=0,0154-1,0 МПа, что со-
ответствует изменению плотности Qr=0,1944-12,7 кг/м3. |
Минимальное значение плотности для испытания на каждой
жидкости было ограничено их физическими свойствами и опре-
делялось величиной дав-
Рис. 3.11. График зависимости утечек воды
<от плотности в газовой полости. Импеллер
с бандажом П-80-20-4-18
ления насыщенных паров.
На рис. 3.11 представ-;
лена зависимость <2ж =
= f(Qr) ДЛЯ ВОДЫ (/?2=|
= 0,85). Она имеет макси-
мум при значении рг=|
= 0,6 кг/м3.
Для высококипящих
жидкостей зависимость
Q)K = f(Qr) не имела мак-
симума, т. е. утечки с
уменьшением плотности
монотонно возрастали!
вплоть до минимального
значения плотности, соот-1
ветствующей плотности
насыщенного пара.
Полученные теоретиче-
ские зависимости позволяют составить качественное представле-
ние о процессах в полости с оребренной стороны импеллера и по-
лучить количественную оценку основных параметров работы
узла. Ввиду сложности процессов, протекающих в зоне подслоя,
аналитическое решение задачи о количестве жидкости, попадаю-
щей в зону интенсивного увлечения жидкости радиальным газо-
вым потоком к валу, не представляется возможным. В результате
анализа полученных зависимостей по утечкам рабочей жидкос-
ти представлялось целесообразным исследовать влияние отдель-
ных параметров работы уплотнения на величину утечек рабочей
жидкости.
3.5. Влияние угловой скорости и режимов работы
уплотнения на величину жидкостных утечек
При относительно' низкой угловой скорости импеллера утеч-
ки из уплотнения могут отсутствовать вообще, что характери-
зуется устойчивостью вращающегося гребня жидкости в пазу
импеллера. Критическое значение угловой скорости, при кото-
ром гребень теряет устойчивость и возможно появление утечек,
можно оценить по зависимости (3.17).
Эксперименты по исследованию влияния угловой скорости и
режима работы уплотнения на величину утечек проводились во
56
всем диапазоне изменения физических свойств рабочих жидко-
стей для уплотнений с геометрическими параметрами, пред-
ставленными в табл. 1. Во всех испытаниях были получены
идентичные зависимости по утечкам жидкости.
На рис. 3.12 представлена характерная зависимость Q® =
=/(<о), полученная при испытании на воде. Как следует из
графика, в исследованном диапазоне угловых скоростей свыше
Рис. З.Г2. График зависимости утечек жидко-
сти от угловой скорости импеллера П-80-20-4-
18 (р2=0,58)
1500 рад/с наблюдается линейная зависимость величины утечек
от угловой скорости импеллера, что согласуется с полученными
аналитическими зависимостями.
В качестве параметра, определяющего режим работы уплот-
нения, принята величина относительного давления р2. Для всех
испытанных уплотнений максимальное значение относительной
величины нагрузки р2 было ограничено наличием отверстия
(d=22 мм) в торцовой крышке уплотнения для сбора утечек
в систему их измерения. Минимальное значение р2 определя-
лось напором гладкой стороны импеллера. Замеренное значе-
ние давления на периферии импеллера при данном испытании
(/?2—Рг) с учетом значения давления в газовой полости импел-
лера относили к максимальной величине давления (р2тах—Рг),
которое определялось при достижении границей раздела фаз
отверстия сбора утечек (появлялись значительные утечки).
Величина радиуса границы раздела фаз во всех испытаниях
определялась двумя способами: непосредственно по масштаб-
ным делениям на прозрачной крышке из оргстекла, а при испы-
таниях с металлической крышкой она дренировалась рядом
отверстий (четыре отверстия на разных радиусах) с отбором
57
на манометры. По величинам давлений, снимаемых с маномет!
ров, можно было судить о положении границы раздела фаз.
Рис. 3.13. График зависимости утечек жидко-
сти от нагрузки на импеллер:
/—керосин; 2— азотная кислота; <•?—вода; 4—этиловый
спирт; ADOV — импеллер П-80-20-4-18 с бандажом;
О#—импеллер П-78-20-4-18 без бандажа
Рис. 3.14. График зависимости утечек жид-
кости от нагрузки на импеллер:
/—керосин; 2—азотная кислота; 5—вода; Adv —
импеллер П-46-20-4-12 с бандажом; О—-импеллер
П-44-20-4-12 без бандажа
сти в пазу импеллера. При этом возрастает масса вращающе-
гося гребня жидкости и растет величина первичных образова-
ний. С другой стороны, увеличение радиуса «орбиты», на кото-
рой находится данная капля, приводит к увеличению центро-
бежной силы, действую-
щей на каплю. Это при оп-
ределенных условиях дол-
жно привести к преоблада-
ющему влиянию центро-
бежных сил по сравне-
нию с силами аэродина-
мического увлечения кап-
ли, что отразится на
уменьшении утечек.
Ввиду того, что рас-
смотренные силы будут
оказывать преобладающее
влияние на определенных
радиусах «орбиты» и на
капли жидкости опреде-
ленных размеров, можно
эжидать, что величина уте-
чек будет иметь максимальное значение при изменении положе-
ния границы раздела фаз 7?г (или значения р2).
58
Анализ экспериментальных данных показывает, что значение
относительной нагрузки на импеллер (^2) существенно влияет
на величину утечек из уплотнения. На рис. 3.13 представлена
характерная зависимость Qm=f(P2) для разных импеллеров
при испытании на ряде жидкостей. Из графика видно, что на ве-
личину утечек, кроме значения относительной нагрузки, оказы-
вают влияние физические свойства рабочих жидкостей.
Для сравнения на рис. 3.14 представлена аналогичная зави-
симость для импеллера диаметром Р2=44 и 46 мм. Из приве-
денных графиков следует, что для импеллеров малого диаметра
утечки с увеличением радиуса растут и в исследованном нами
диапазоне параметров максимального' значения не достигают.
Это можно объяснить тем, что наружный радиус малых импел-
леров меньше положения границы раздела фаз, при котором
утечки достигают максимального значения. Угловая скорость
импеллеров на обоих графиках соответственно для каждой ра-
бочей жидкости одинакова.
3.6. Влияние физических свойств жидкости
и некоторых других факторов на герметичность
уплотнения
Исследования работы гидродинамических уплотнений прово-
дились на различных рабочих жидкостях, обладающих сущест-
венными отличиями в физических свойствах.
Как следует из физической картины образования и уноса
утечек жидкости, ее физические свойства (q®, ц®, о® и др.) дол-
жны оказывать существенное влияние на величину утечек.
Силы поверхностного' натяжения оказывают влияние на срыв
гребня жидкости и, следовательно, на границу устойчивости. По-
этому для жидкостей с большей величиной о® при прочих рав-
ных условиях начало негерметичности сдвигается в область
больших угловых скоростей и низких значений р2. Выводы ав-
торов [3] о существенном влиянии о® на герметичность и отсут-
ствии утечек жидкости с о®>50-10-4 кг/м можно объяснить диа-
пазоном режимов их исследований, которые проводились в обла-
сти низких угловых скоростей (со^:800 рад/с).
Увеличение плотности жидкости Q® приводит к возрастанию
инерционной силы, стремящейся привести к срыву гребень жид-
кости, и появлению утечек из уплотнения. Обработка экспери-
ментальных данных, полученных при испытаниях на разных
жидкостях, дает основание считать, что с ростом q® величина
утечек увеличивается, хотя и незначительно.
Рост вязкости рабочей жидкости, как следует из представ-
ленной модели утечек, на всех участках: срыв, дробление и унос
капель—препятствует утечкам. Это наглядно видно из экспери-
ментальных зависимостей Q®=/(p2) (см. рис. 3.13 и 3.14), по-
строенных для всех рабочих жидкостей. Сравнение кривых —
59
/—(цж = 0,54-10-3 Н/м2) и 4—(цж=1,245-10~3 Н/м2), об-
ладающих одинаковыми значениями £>ж и примерно равными <тж
(что можно практически не учитывать), говорит о 'существенном
влиянии вязкости жидкости на величину утечек. Как следует из
графика, увеличение вязкости жидкости приводит к существен-
ному уменьшению утечек.
Влияние материала неподвижней стенки корпуса со стороны
ребер импеллера на величину утечек исследовалось при испыта-
ниях на воде и этиловом спирте. С этой целью проводилась се-
рия экспериментов на импеллерах £>2=44ч-80 мм с бандажом и
без бандажа при постоянных параметрах работы уплотнения с
различными стенками, выполненными из стали Х18Н9Т, орг-
стекла и фторопласта-4 с одинаковой чистотой обработки рабо-
чей поверхности ~V6. Кроме того, каждая стенка из разного
материала испытывалась при поочередном изменении основных
параметров работы уплотнения (со, pz, Q и рг)- Влияние мате-
риала стенки на величину утечек отмечено не было, что согласу-
ется с физической моделью образования и уноса утечек жидко-
сти.
В процессе исследований уменьшался расход по гладкой сто-
роне импеллера, что приводило к нагреву рабочей жидкости до
температуры кипения. Величина утечек при кипении рабочей
жидкости в полости уплотнения увеличивается примерно в 2—3
раза. Это можно объяснить тем, что при кипении с поверхности
жидкости происходит интенсивное разбрызгивание капель, что и
приводит к росту утечек. Следовательно, необходимым услови-
ем, обеспечивающим нормальную работу уплотнения, с точки
зрения снижения утечек является режим работы при температу-
ре в полости 1Г меньше температуры кипения рабочей жидкости,
что обеспечивается созданием расходного течения рабочей жид-
кости в полости уплотнения.
При сравнении испытаний импеллеров с козырьком и без не-
го было выяснено, что этот конструктивный фактор не оказы-
вает какого-либо влияния на величину утечек жидкости. Вели-
чина ширины, глубины пазов импеллера и осевого зазора в
практически приемлемом диапазоне изменения этих параметров
не оказывает существенного влияния на величину утечек.
В процессе исследований было проверено влияние вибраций
на процесс утечек. Величина вибраций в экспериментах изменя-
лась в широких пределах за счет постановки несоосных втулок
дифференциальных подшипниковых опор ротора и соответство-
вала диапазону перегрузок (0,5—10) g. Анализ полученных дан-
ных показал независимость утечек от величины вибраций.
3.7. Обобщенная зависимость для определения
величины утечек жидкости
Проведенный выше анализ экспериментальных исследований
и их согласование с полученными аналитическими зависимостя-
60
ми показали, что определяющее влияние на величину утечек в
жидкой фазе оказывают следующие факторы: <в, /?г(р2)Ц;к и Qr-
Влияние всех реальных факторов приводит к значительному от-
личию теоретических значений утечек от действительных (при-
мерно на порядок).
Для получения обобщенной зависимости целесообразно про-
извести обработку экспериментальных данных по величине уте-
чек в безразмерном виде. На основании анализа теоретических
зависимостей с учетом результатов экспериментальных исследо-
ваний можно выделить следующие безразмерные критерии для
обработки.
Относительная величина утечек может быть выражена как
отношение действительных утечек, полученных в эксперименте,
к теоретическим:
QM=QJQ^P- (3.26)
Из соотношения сил (формулы 3.24 и 3.25) при полете ка-
пель на величину утечек должна оказывать влияние безразмер-
ная ПЛОТНОСТЬ 6г=1(бг/бж).
Влияние вязкостных сил в области жидкости и газа можно
оценить, используя соответственно числа Рейнольдса для жид-
кости и газа Re», Rer. Вблизи границы раздела фаз Re» будет
характеризовать соотношение инерционных и вязкостных сил
при срыве гребня. Число Рейнольдса по газу Rer входит в комп-
лекс, оценивающий сопротивление капли при ее полете в поло-
сти. Учитывая, что Re»/Rer~ цг/цж, для границы раздела фаз
получим следующий безразмерный комплекс: цг=цг/ц»-
Анализ физической модели и проведенные испытания дают
основание выделить за характерный безразмерный геометриче-
ский параметр отношение Rr/h.
На основании вышеизложенного с учетом соотношения сил
центробежных и аэродинамического увлечения (3.25) обобщен-
ная зависимость по утечкам может быть представлена в следу-
ющем виде:
или
<2ж=/(бг;
<2ж=^(е/Ы;/(^ртеор.
(3. 27)
(3. 28)
Для определения величин k, х, у и z используем опытные
данные и теоретические соотношения.
Относительная величина утечек с учетом выражения (3.7)
запишется
Q ФжЮ^Г
0,
(3. 29)
61
В выражение (3.29) входят параметры, определяемые конструк-
цией импеллера, которые для рассчитываемого уплотнения яв-
ляются величиной постоянной. Следует отметить, что угловая
скорость импеллера ® находится в области негерметичности в
линейной зависимости от величины утечек (см.'рис. 3.12).
Экспериментальные данные позволили выявить значения по-
казателя степени при Qr (х=0,5). Анализ влияния вязкости по-
Рис. 3.15. График обобщенной зависимости по утечке жидко-
сти:
□—’кероои.н; О—вода; Д—азотная кислота; V —этиловый спирт
казал, что имеет место линейная зависимость комплекса относи*,
тельной утечки от относительной вязкости (в формуле 3.28 пока-
затель степени z/=l).
С учетом найденных значений показателей степени уравне-
ние (3.28) запишется в виде1
Рж = ШГ°’5 (РГ)(^)2’5<2теор.
(3. 30)
На рис. 3.15 приведена обобщенная зависимость для оценки
утечек жидкости во всем диапазоне исследованных параметров,
которая описывается выражением вида
Q»= QTeop[7,5- 12,5.10-3p-F| рД °’5.
L \ J J \ Р*ж J \ 2ж /
(3.31)
3.8. Утечки в паровой фазе
Утечки в виде пара рабочей жидкости из газовой полости
гидродинамического уплотнения могут иметь место при таком
режиме работы уплотнения, когда отсутствует барботаж газа с
лопаточной стороны импеллера, так как при этом имеет место
расходное движение газового потока от вала через вращающе-
62
еся жидкостное кольцо и далее в тракт насоса и таким образом
исключается утечка жидкости в паровой фазе. _
При отсутствии барботажа, что определяется величиной Вг
(см. гл. 4), следует отметить несколько режимов работы уплот-
нения, в каждом из которых определяющую роль играет тот или
иной фактор.
При испытании уплотнения в диапазоне изменения темпера-
стороны импеллера, меньшей, чем
б/у, г/с
туры жидкости с лопаточной
температура кипения рабо-
чей жидкости — утечки па-
ра составляли малую вели-
чину порядка 1—2% от уте-
чек в жидкой фазе.
Испытания при давле-
нии в газовой полости
уплотнения, равном давле-
нию насыщенных паров ра-
бочей жидкости, показали,
что в случае, когда на по-
верхности жидкости имеет
место кипение, утечки пара
резко возрастают и их ве-
личина в существенной сте-
пени определяется размера-
ми радиальной щели (Ro—
RB) между валом и корпу-
сом агрегата (см. рис. 1.1).
Когда площадь щели до-
Рис. 3.16. График зависимости величины
паровых утечек от давления в газовой
полости:
/—керосин: 2— азотная кислота
статочно велика и можно
принять, что поверхность
кипящей жидкости открыта и паровые утечки беспрепятственно
попадают в соседние полости (в дренаж), то парообразование
будет определяться подведенным количеством тепла в виде ло-
паточной мощности импеллера.
В случае малой площади щели и значительной величины ло-
паточной мощности импеллера паровые утечки определяются
площадью щели между валом и корпусом агрегата и перепадом
давлений на этой щели.
На рис. 3.16 приведена зависимость Gn=f(pr) для двух ра-
бочих жидкостей. Как видно из рисунка, для одной из жидко-
стей (кривая 1) кипение наступало при рг=0,08 МПа, для дру-
гой (кривая 2) — при /2г=0,19 МПа.
В результате анализа экспериментальных исследований по
утечкам в виде пара установлено, что уменьшению паровых уте-
чек способствуют: уменьшение температуры в газовой полости tT
и работа уплотнения при /г<Аош, уменьшение величины ради-
уса границы раздела фаз Rr, а также повышение плотности в га-
63
зовой полости уплотнения gr и скрытой теплоты парообразова-
ния.
Наиболее приемлемыми способами повышения герметично-
сти уплотнения, работающего на заданной рабочей жидкости,
могут быть:
1. Увеличение плотности в газовой полости уплотнения за
счет дополнительного ее наддува.
2. Уменьшение величины радиуса границы раздела фаз рг.
3. Уменьшение температуры в газовой полости уплотнения
Тг, что может быть достигнуто увеличением расхода рабочей
жидкости через полость уплотнения.
Изложенные рекомендации одновременно приводят к умень-
шению величины утечек и в жидкой фазе.
Глава 4
БАРБОТАЖ ГАЗА ЧЕРЕЗ ИМПЕЛЛЕРНОЕ
УПЛОТНЕНИЕ
4.1. Предварительные сведения
В результате исследования было установлено, что при неко-
торых условиях жидкость, отводимая из полости импеллера на
вход в насос, содержит значительное по объему количество пу-
зырьков воздуха, засасываемого импеллером. Такое неконтроли-
руемое попадание окружающего газа в перекачиваемую насосом
жидкость, естественно, нежелательно. В частности, попадание
газа в насос может изменить его характеристики: уменьшить
давление на выходе и ухудшить его антикавитационные свой-
ства.
В общем случае величина политропического напора насоса
определяется следующим выражением (при равной скорости по-
тока на входе и выходе насоса):
ВЫХ
J 6см
вх
Полагая, что процесс сжатия газовых пузырьков происходит
при постоянной температуре, а также пренебрегая величиной
2г/бж по сравнению с единицей, после интегрирования получим:
(/вЫХ Рвх)сМ | 4г Рвх /вых
(/’вых /вх)ж Qx 6ж /вх
На рис. 4.1 показано влияние относительного газосодержа-
ния воды qr/Qm на повышение давления в насосе. Видно, что
при 9r/Q»<2-r-4% экспериментальные и теоретические данные
совпадают; при 9г/Сж>2-г-4°/о действительное влияние газа во
много раз больше теоретического. Это объясняется изменением
структуры потока в рабочем колесе и снижением теоретического
напора насоса.
Присутствие в перекачиваемой жидкости свободного газа
ухудшает также кавитационные характеристики насоса. Из дан-
ных, представленных на рис. 4.2, следует, что критическое вход-
ное давление значительно увеличивается. В работе [26] приво-
3 4541
65
(Рвых~Рвх)см
Рис. 4.1. График влияния относительного
газосодержания воды на повышение
давления в насосе:
/—теория; С—опыт; <7Г— объемный расход воз-
духа на входе насоса
дятся сведения об уменьшении кавитационного коэффициента
быстроходности шнеко-центробежного насоса на 13% при нали-|
чии 1 % воздуха по объему.'
Одной из причин неблаго-
приятного влияния свобод-
ного газа является сепара-
ция его в межлопаточных
каналах центробежного ко-
леса [16], причем эта сепара-
ция зависит не только от
относительного газосодер-
жания жидкости, но также
и от степени дисперсности
газовых пузырьков.
В некоторых случаях
при работе на газожидкост-
ной смеси в насосе и примы-
кающей к нему гидравличе-
ской системе возникают
автоколебательные явления (пульсация давления и расхода)
низкой частоты (0,2—50 Гц) и весьма большой амплитуды. На
рис. 4. 3 показан пример таких автоколебаний.
Рис. 4.3. Осциллограммы пульсаций давле-
ния во всасывающей трубе шнеко-центро-
бежного насоса при различном количестве
свободного воздуха в воде (рВх — избы-
точное давление):
/—чистая вода; 2—4,2% воздуха в воде; 2—6,9%
воздуха в воде
Рис. 4.2. Кавитационные ха-
рактеристики шнеко-центро-
бежного насоса на чистой
воде 1 и водовоздушной
смеси 2 (10% воздуха по
объему)
Представленные выше данные позволяют оценить порядок
величины объемного газосодержания жидкости, выше которого
газ начинает оказывать неблагоприятное влияние на работу на-
66
coca. Эта величина должна быть, по-видимому, меньше 1% (при
входном давлении). Примем, что газосодержание 0,1—0,2% «е
влияет на работу насоса. Тогда учитывая, что минимальный рас-
ход насоса имеет порядок 1 л/с, получим безопасное количество
засасываемого импеллером газа 1—2 см3/с. В дальнейшем при-
нято 1,67 см3/с или 100 см3/мин. При этом имеется в виду, что
давление газа в газовой полости импеллера близко к давлению
жидкости на входе в насос. Если же давление газа намного вы-
ше входного давления жидкости, как, например, в случае поста-
новки импеллера на стыке с турбиной ТНА жидкостного ракет-
ного двигателя, выполненного по замкнутой схеме, то следует
принимать во внимание расширение газа после ввода утечек во
входной патрубок насоса. В этом случае возможны и более же-
сткие ограничения по барботажу газа через импеллер. Если же
входное давление значительно превышает давление в газовой
полости, то можно допустить и больший расход газа.
4.2. Барботаж газа через открытые импеллеры
Эксперименты по определению количества барботируемого
газа через импеллер проводились на специальной установке.
При испытаниях импеллер устанавливался в корпусе, как пока-
зано на рис. 4.4. Вода подводилась через два отверстия в корпу-
се и через кольцевую полость попадала в полость импеллера.
Отводилась вода через 12 равномерно расположенных радиаль-
ных отверстия диаметром 4 мм. Скорость вращения вала 2 из-
мерялась индукционным датчиком с электронным счетчиком им-
пульсов (погрешность 0,1%). Давления измерялись пружинны-
ми манометрами кл. 0,5, расход воды — диафрагмой 8. Погреш-
ность измерения вышеперечисленных параметров в данном ис-
следовании не является определяющей. Основная трудность за-
ключалась в измерении количества воздуха, засасываемого им-
пеллером. Измерения расхода воздуха производились двумя
способами: при помощи плавающего колокола 9 (см. рис. 4.4, а)
и при помощи закрытой емкости (см. рис. 4.4, б). В обоих слу-
чаях вода в полость импеллера 1 подавалась насосом 5 из отк-
рытого бассейна. По первому методу (с помощью колокола) из-
мерялся воздух, уже проникший в воду. С этой целью вода вмес-
те с воздухом из полости импеллера в течении определенного
промежутка времени подавалась снизу в колокол, погруженный
в воду. Попавший в колокол воздух всплывал и собирался в его
верхней части. Поделив объем воздуха на время, получали объ-
емный расход воздуха при окружающем давлении и температу-
ре. В течение опыта давление воздуха в газовой полости импел-
лера поддерживалось постоянным.
По второму методу газовая полость импеллера была соеди-
нена во время опыта с закрытой емкостью 7 (см. рис. 4.4, б).
3*
67
При этом количество засасываемого импеллером
делилось по падению давления в этой емкости.
воздуха
опре-
Эксперимент проводился в следующем порядке,
вались скорость вращения и расход воды с гладкой
Устанавли
стороны им-
пеллера. Повышалось давление на периферии импеллера до на-
чала течи воды по валу. Затем при неизменных значениях
дав-
Рис. 4. 4. Схемы установок для измерения барботажа газа через
импеллер:
а—с плавающим колоколом; б—с закрытой емкостью: /—импеллер: 2—вал;.
3—прозрачная крышка; 4—корпус: 5—насос; 6—бассейн с водой; 7—«закры-
тая емкость с воздухом; 8—диафрагма для измерения расхода воды? 9—
плавающий колокол; 10—ванна; //—прозрачный участок трубы; /2—«треххо-
довой кран
68
ления воздуха, расхода воды и скорости вращения ступенчато
уменьшали давление р2 и измеряли количество воздуха qT
(см3/мин), проходящего через импеллер. По разметке на орг-
стекле определяли положение зеркала жидкости /?г. Очевидно.
что чем меньше радиальная
протяженность жидкостного
кольца (Т?2—Rr), тем легче
проникновение газа из газовой
полости в жидкостную полость
импеллера. В относительном
виде величину R2—Rr можно
однозначно характеризовать
отношением Rr/R2 = RT. Резуль-
татом опыта являлась графи-
ческая зависимость qT=
=f(Rr/Rz)- Значение (Rr/Rzh?,
соответствующее расходу газа
<7г=100 см3/мин, принималось
за критическое. На рис. 4.5
представлены кривые, полу-
ченные двумя методами. Раз-
личие между кривыми обуслов-
лено в основном случайными
погрешностями. Повторные из-
мерения показали, что мень-
ший разброс результатов дает
установка с закрытой емкостью
Рис. 4.5. График расхода газа, заса-
сываемого импеллером qr в зависи-
мости от относительного радиуса зер-
кала жидкости Rr:
О—измерения по схеме 4.4, а; ф—измере-
ния по схеме 4.4, б
На этой установке и были про-
ведены основные эксперименты.
Испытания открытых импеллеров в широком диапазоне из-
менения параметров (£>2=89-116 мм; со=500-Р1400 рад/с;
z=12-=-24; а=14-4 мм; рг='0,2ч-<Х9 МПа) показали, что газ
засасывается импеллером при /?г>0,6; расходу газа <?г=
= 100 см3/мин соответствует величина 7?r»0,75.
4.3. Мероприятия по уменьшению барботажа газа.
Импеллер с козырьком
Интересные результаты были получены при испытании им-
пеллера с отверстиями в диске вблизи вала. Через эти отверстия
жидкость под перепадом давлений р2—рг впрыскивается в газо-
вую полость импеллера, течет к периферии и обратно втекает в
жидкостную полость импеллера (рис. 4.6). Обработка опытных
данных показала, что расход газа прямо пропорционален рас-
ходу жидкости через отверстия. Такую зависимость можно объ-
яснить определяющим влиянием на барботаж газа обмена час-
тицами жидкости между оребренной и гладкой сторонами им-
пеллера. Для уменьшения этого обмена на периферии импелле-
69
мм. каждый из этих
Рис. 4.6. Импеллер с от-
верстиями
ра был выполнен лабиринт*) (см. рис. 4.6). Эта конструкция
получила название импеллера с козырьком.
Для проверки этой гипотезы было испытано три импелле-
ра **> типа П и четыре импеллера типа Л с различной величи-
ной наружного диаметра от 58 до 112 мм, числом лопаток z=
= 12, 16 и 24 и с различной величиной осевого зазора а=1;
импеллеров испытывался с различной
длиной козырька I, изменяемой под-
резкой по торцу. Результаты экспери-
мента представлены на рис. 4.7, из
которого следует, что величина (Z—а)
оказывает значительное влияние на
барботаж газа через импеллер. Под-
резка козырька велась до тех пор,
пока он не срезался целиком, так что
получался импеллер обычной конст-
рукции (открытый). До значения
(/—а) =2 мм величина критического
радиуса (Лг)кр возрастает с увеличе-
нием (/—а) от _0,7 для открытого
импеллера до (_йг)кр = 0,97. Начиная
с_(/—а) =2 мм и до 8 мм величина
(Дг)кр = 0,97 остается постоянной.
Поскольку экспериментально исследовались импеллеры с
различным числом лопаток, разными отношениями наружного
диаметра к диаметру начала лопаток и с_двумя значениями осе-
вого зазора а, причем, опытные точки (Лг)кр Для импеллеров с
различными значениями упомянутых параметров лежат с раз-
бросом в пределах точности эксперимента, то можно сделать вы-
вод о независимости запирающей способности по газу импелле-
ров с козырьком от параметров R2/R0, а и z в проверенном диа-
пазоне их изменения.
Существенное улучшение характеристики импеллера при
введении козырька видно также из кривых на рис. 4.8.
Рассмотрим влияние на барботаж воздуха в импеллерах с
козырьком различных параметров, которые могут меняться в
реальных конструкциях.
Увеличение угловой скорости вращения приводит к росту qT
(рис. 4.9).
Для проверки влияния монтажных перекосов было проведе-
но испытание импеллера П-112-36-4-16 без перекоса и с передо- 1
сами в 1 и 2 мм (перекос измерялся на наружном диаметре).
Такие значительные перекосы мало повлияли на величину кри-
тического отношения (7?г)кр, которая уменьшилась с 0,96 (без
перекоса) до 0,90'—0,91 (перекос 1 и 2 мм).
Предложен Ефимовым Н. Н. и Шапиро А. С
**) Отверстий в импеллерах не было.
70
Влияние радиального зазора с исследовалось на импеллере
при значении I—а—2 мм, которое является критическим по бар-
ботажным свойствам импеллера с козырьком. Величина зазора
с изменялась в весьма широких пределах: от 1 до 20 мм. Как
Рис. 4.7. График зависимости критического относительного- ра-
диуса зеркала жидкости /?г.кр от величины перекрытия осево-
го зазора козырьком (/—а). Критический радиус зеркала со-
ответствует расходу газа ?г=100 см3/мин:
/—открытый импеллер без козырька
Импеллер п=1 мм а =4 мм
П-«5-г5-Ц-16 □ В
Л-85-30-3,5-12 □ 1
Л-58-30-4-11 Д ▲
Л-58-26-4-16 I I
П-112-36-4-16 ж X
Л-112-30-4-12 о •
Л-112-30-4-24 ▼
видно из рис. 4.10 и 4.11, с увеличением радиального зазора гер-
метичность импеллера по газу несколько ухудшается.
Нужно отметить, что величина I—а—2 мм является крити-
ческой; при меньших значениях барботаж воздуха через импел-
лерное уплотнение происходит значительно интенсивнее.
Опытная проверка при I—а=2 мм влияния давления газа и
расхода жидкости с гладкой стороны импеллера показала отсут-
ствие влияния этих параметров на расход газа.
71
Рис. 4.8. График влияния дли-
ны козырька на барботаж воз-
духа (импеллер П-112-36-4-16):
а=4 мм. с=1.5 мм; С— 1=10,5 мм-
у-6; П-4; *-2,5; ®-(-2,5); ф—
открытый
Рис. 4.9. График расхода газа
при разных скоростях враще-
ния импеллера с козырьком
П-112-4-16:
1=6 мм; а=4 мм; рг=0,6 МПа; А—
ш=600 рад/с; О—800; ®—1000
Рис. 4.10. График расхода газа при разных ве-
личинах радиального зазора (импеллер П-46-
26-4-16 с козырьком):
1=3 мм; а=1 мм; рг=0,6 МПа; й>=2100 рад/с
Рис. 4.11. График влияния ра-
диального зазора на критиче-
ский радиус зеркала жидко-
сти. (7?г)кр соответствует рас-
ходу газа 200 см3/мин
С, мм 1 7 20
Обозначение • □ Д
Глава 5
МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ УПЛОТНЕНИЕМ
И ОЦЕНКА ТЕМПЕРАТУРЫ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
На привод ГДРУ затрачивается определенная мощность,
снижающая к. п. д. агрегата. Для насосов, например, заметное
влияние ГДРУ на к. п. д. проявляется при —^->0,5, где D^ —
7>2к
наружный диаметр рабочего колеса. Практически это влияние
чаще проявляется для малоразмерных насосов с расходом по-
рядка 5 л/с и менее. Кроме того, потребляемая ГДРУ мощность
в значительной мере определяет температуру рабочей жидкости
в полости уплотнения. Эта температура, в свою очередь, опреде-
ляет утечки жидкости в паровой фазе, а также работоспособ-
ность расположенных за ГДРУ контактных уплотнений и дру-
гих элементов. Данные о мощности, потребляемой ГДРУ, приве-
дены в работах [3, 23], однако они заметно отличаются от ре-
зультатов измерений, проведенных в настоящих исследованиях.
5.1. Теоретическая оценка мощности ГДРУ
Мощность, потребляемая импеллерным уплотнением при ра-
боте с постоянной угловой скоростью со, равна
N=M<o, (5. 1)
где М — крутящий момент на валу импеллера.
Величина М определяется сопротивлением вращению импел-
лера со стороны жидкости.
Из общих законов механики следует, что на неподвижный
корпус импеллерного уплотнения при этом действует реактив-
ный момент, равный по величине М. Средой, которая передает
крутящий момент от вращающегося импеллера к неподвижному
корпусу, является жидкость, заполняющая импеллерную по-
лость. Момент трения на корпусе зависит от распределения ско-
ростей в потоке жидкости, которое формируется вращающимся
импеллером.
Как было показано в предыдущих главах, распределение
скоростей в потоке жидкости с гладкой и оребренной сторон им-
пеллера различно, поэтому схематично разделим полость импел-
лера на две зоны (рис. 5.1). В зоне 1 (поверхности 1—2—3—4—
4 4541
73
2 — гладкой стороной
В соответствии с этой
5—6) момент трения обусловлен распределением скоростей дви-
жения жидкости, вызванного лопатками импеллера, а в зоне
импеллера (поверхности 6—7—8—1)
схемой полную мощность импеллера раз-
делим на две составляющие:
,У = Л<гл + .Ул,
(5-2)
где А^гл — мощность гладкой стороны
импеллера;
А/л — лопаточная мощность им-
пеллера.
Рассмотрим момент трения, обу-
словленный действием лопаток. Пола-
гая силу трения на неподвижной стен-
ке пропорциональной скоростному на-
пору окружной составляющей абсо-
лютной скорости жидкости, запишем
выражение для элементарного мо-
стенке
мента трения на торцовой
в следующем виде:
V2
dM^RC’^ ZnRdR,
(5-3)
Рис. 5.1. Схема ГД>РУ для
определения момента тре-
ния оребренной стороны от-
к р ытого импеллера:
/—зона, в которой распределе-
ние скоростей в потоке жидко-
сти обусловлено действием оре-
бренной стороны импеллера! 2—
зона действия гладкой стороны
импеллера
гл. 1,
где Сл7 — коэффициент трения.
Как было установлено в
в осевом зазоре между лопатками им-
пеллера и стенкой ядро потока вра-
щается как твердое тело» Поэтому для поверхности 3—4 будем
иметь
'уаЗ-4 = ?л(и/?.
(5-4)
В радиальном зазоре полагаем, что окружная скорость ядра по-
тока изменяется по закону свободного вихря, тогда
'Vu2—3 = ZJu4—5—(5.5)
J\
Подставляя в уравнение (5.3) последовательно значения скоро-
сти из (5.4) и (5.5) и интегрируя, получим момент трения на по-
верхности 3—4 (пределы интегрирования от R=0 до R—R2)'-
<р й)2
^3-4= С'л ^Q<?yR52=Сле V (5. 6)
О л
и на поверхности 2—3 (4—5) (пределы интегрирования от
R = /?2 до Я=Rz + с)
М2_3=Л14_Б= C'n^R^c. (5. 7)
74
Вдоль поверхностей 1—2 (5—6) скорость vu постоянна и
равна
^1-2 = ^5-6=?л<» р 2 • (5‘8)
Поэтому момент трения на этих поверхностях будет составлять
(5.9)
Складывая частные значения моментов трения (5.6, 5.7 и 5.9),
получим момент трения на стенке в зоне 1, равной моменту соп-
ротивления лопаточной стороны импеллера:
= 1+ 5<* + А + ±1.
L ^<2 J
(5. 10)
Умножая момент на угловую скорость со, получим выражение
для лопаточной мощности открытого импеллера:
(^л)₽_0=Сле—1_]-----------. (5.11)
Z [ A2 J
Полученное выражение справедливо для полностью залитых
жидкостью лопаток (/?г = 0). Влияние на лопаточную мощность
открытого импеллера положения зеркала жидкости R,- будет
рассмотрено ниже на основании экспериментальных данных.
В первом приближении величину коэффициента Сл можно оп-
ределить, используя известные данные для момента трения глад-
кого диска. Сравнивая структуру зависимостей для момента
трения гладкого диска (1.19; 1.20) и импеллера* (5.6) можно
представить коэффициент трения гладкого диска следующим
образом:
См=Сл'Р?л-
Отсюда получим
С = СмДр2 .
Л М' тгл
При отсутствии расхода около гладкого диска и при значе-
ниях числа Рейнольдса 106—108, характерных для ГДРУ, имеем
из уравнения (1.15) См=0,00204-0,0011. Принимая значение
фгл~0,45, получим
0,0 l-ч-0,0055.
Экспериментальные данные, подробно рассматриваемые ни-
же, подтверждают эти величины. Были получены следующие
значения коэффициента Сл для определения лопаточной мощно-
сти:
Предполагается, что импеллер гладкий, .без лопаток.
4*
75
Рис. 5.2. Схема ГДРУ для
определения момента тре-
ния оребренной стороны
импеллера с козырьком:
/—зона, в которой распределе-
ние скоростей, в потоке жидко-
сти обусловлено действием оре-
бренной стороны импеллера: 2—»
зона действия гладкой стороны
импеллера; 3—зона действия
газовой полости
тот же метод, что и для
для импеллеров типа П (с пазами)
(Сд)я=0,0065; I
для импеллеров типа Л (с лопатками) Г
(Сл)л = 0,0082. Ц
Полученные данные позволяют рассчитывать мощность, потреб-
ляемую импеллером, пользуясь уравнениями (5.2; 5.Г1; 5.12 и
5. 18) и зависимостями для коэффи-
циента трения гладкого диска, приве-
денными в гл. 1. Влияние /?г для от-
крытого импеллера дано ниже.
Рассмотрим далее лопаточную
мощность импеллера с козырьком
(рис. 5.2) для случая, когда лопатки
залиты жидкостью не полностью
(Рг>0). Как видно из рис. 5.2, козы- '
рек импеллера уменьшает зону дейст-
вия лопаток на жидкость по сравне-
нию с открытым импеллером. В этом
случае распределение скоростей в по-
токе жидкости, обусловленное дейст-
вием лопаток, ограничено осевым за-
зором а в пределах изменения радиуса
от R = до R = R2 и цилиндрической
поверхностью 1\ (зона 1). В зоне 2
жидкость омывает гладкие поверхно-
сти импеллера. Часть лопаток (зо-
на 3) — сухая и для нее, пренебрегая
сопротивлением газа, примем ЛТ3 = 0.
Применяя для импеллера с козырьком
открытого импеллера, получим вели-
чину лопаточной мощности
^л.к = Слб /?* (1 + у (5. 12)
Здесь интегрирование по торцовой стенке ведется в пределах от
R=Rr до R=R2. Радиус расположения цилиндрической стенки
длиной li принят приближенно равным R2.
Найдем отношение лопаточных мощностей открытого импел-
лера и с козырьком при 7?г=О:
Мл __ 1 + 5 (я 4- с + h)/R2 13,
N„.K~ 1+5/!//?2 '
Величина й + с + /г>/1, поэтому лопаточная мощность открытого
импеллера больше мощности импеллера с козырьком. Обычно
a+c+hxti мм, а /1«4 мм, при этом 1,5 для импеллеров
N л.к
76
с 'наружным диаметром 40—60 мм. Однако выигрыш в полной
мощности импеллера с козырьком будет меньше, поскольку
постановка козырька увеличивает площадь гладких поверхно-
стей импеллера как за счет длины цилиндрических поверхностей
(Z8 вместо Г, см. рис. 5.2), так и за счет небольшого увеличения
наружного диаметра (/?н вместо/?г)- И все же преимущество
импеллера с козырьком по экономичности весьма значительно.
Это преимущество может быть больше, чем по приведенному
выше расчету, если в зоне 1—2, (5—6) (см. рис. 5.1) имеются
отверстия, уступы или какие-либо другие неровности поверхно-
сти. Так, например, на одном из насосов (ns=60) при общей
потребляемой мощности 40 кВт постановка козырька на импел-
лере с наружным диаметром 48 мм повысило к. п. д. насоса на
10%. Учитывая также значительно лучшие характеристики им-
пеллера с козырьком по барботажу таза (см. гл. 4), следует сде-
лать вывод о целесообразности применения импеллера с ко-
зырьком в подавляющем числе практических случаев.
Полученные зависимости для мощности импеллеров совмест-
но с зависимостями для удерживаемого ими давления жидкости
позволяют сделать важный вывод об области применения рас-
сматриваемых гидродинамических уплотнений. Из уравнения
(1.3) следует, что наружный радиус импеллера обратно пропор-
ционален скорости его вращения, т. е.
у
(/ (5.14)
Кроме того, на основании формулы (5.12) можно написать
Л^л — со3/?3.
(5. 15)
Подставляя значение /?2 по уравнению (5.14) в формулу (5.15),
будем иметь
(5. 16)
Зависимость (5.16) показывает, что при прочих равных усло-
виях потребляемая импеллером мощность обратно пропорцио-
нальна квадрату скорости вращения. Следовательно, импеллер-
ные уплотнения целесообразно применять в высокооборотных
машинах. Другой вывод заключается в том, что для уменьшения
мощности импеллера следует добиваться максимального значе-
ния коэффициента скорости <рл путем увеличения числа лопаток
z и их высоты h. В самом деле, из уравнений (1.3) и (5.12) име-
ем соответственно
А*2
_1_.
Тл ’
^л~«
77
Из этих соотношений получим
(5- 17>
Таким образом, потребляемая импеллером мощность обратно
пропорциональна кубу коэффициента скорости. Повысив, нап-
ример, величину фл с 0,9 до 0,95, можно снизить мощность на
18%.
5.2. Методика экспериментального определения
мощности ГДРУ. Сравнение экспериментальных
данных с теорией
Экспериментальные исследования проводились в широком
диапазоне изменения параметров ГДРУ на различных жидко-
стях.
Рис. 5.3. Установка для определения мощности, потребляемой ГДРУ:
1—мотор-весы; 2—весовое устройство для измерения крутящего момента; 3, 4—мульти-
пликаторы; 5— ГДРУ: 6, /0-чимпеллеры; 7—кран-дроссель; 8—^прозрачная стенка; 9—вал;
11, 12—перегородки с отверстиями; 13—бассейн с водой; 14— насос
Схема установки при испытаниях на воде показана на рис.
5.3. Внутри цилиндрической камеры на валу 9 ускорителя уста-
навливались одновременно два импеллера лопатками в проти-
воположные стороны. Такая установка импеллеров обеспечива-
ет при испытаниях разгрузку подшипников вала от осевых сил и
вдвое увеличивает мощность, что повышает точность измерения
последней. Приводом служили мотор-весы 1 постоянного тока,
включенные по схеме Леонарда. Крутящий момент измерялся
весами ВКМ-Г15 2, учет потерь мощности в ускорителях прово-
дился по результатам специальных тарировок. Вода подавалась
78
ют насоса 14 в среднюю часть цилиндрической камеры и выте-
кала оттуда в бассейн 13. Регулирование давления р2 произво-
дилось краном 7. В двух крайних частях камеры в одинаковых
условиях устанавливались импеллеры 6 и 10. Крайние части ка-
меры соединялись со средней через кольцевую щель между ва-
лом и неподвижными перегородками 11, 12, а также через пери-
ферийный ряд отверстий в этих перегородках. Отверстия слу-
жат для протока воды из полости импеллеров, проток воды осу-
ществляется здесь за счет действия гладкого торца импеллера,
работающего как дисковый насос. Со стороны одного импеллера
торцовая стенка была выполнена из прозрачного материала.
Противоположная торцовая стенка была дренирована отверсти-
ями 0 2 мм так, чтобы можно было' измерить давление жидко-
сти на радиусах, соответствующих наружным диаметрам иссле-
дуемых импеллеров. Для каждого импеллера экспериментально
определялся коэффициент напора <?л с помощью формулы
(2.2). Измеренная полная мощность импеллера разделялась на
две составляющие: лопаточную мощность А/л и мощность тре-
ния гладких поверхностей NT3l. Последняя подсчитывалась по
следующему выражению:
A\.=C_e^( 1 + ^ф (5.18)
Коэффициент См был определен по результатам испытаний
гладких дисков в той же установке, что и импеллеры. Лопаточ-
ная мощность определялась из следующего соотношения:
Геометрические размеры испытанных ГДРУ представлены в
табл. 1, угловая скорость вращения изменялась в пределах
800—2500 рад/с.
Определение мощности проводилось также и термометриче-
ским методом (см. разд. 5.4).
Испытания каждого импеллера проводились в максимально
возможном интервале давлений р2 от минимального (р2~Рг) до
максимального, соответствующего течи жидкости по валу. В ка-
честве безразмерного параметра, характеризующего давление,
выбран относительный перепад давлений р2— 1 — Rr-
Для открытых импеллеров с малым радиальным зазором за-
висимость лопаточной мощности от относительного перепада
давлений показана на рис. 5.4, а. Эту зависимость можно ап-
проксимировать следующими формулами:
в диапазоне р2=0,14-11.
Nn =1 —-(1-а)5/2;
(^л)- . 4
Р2 = 1
(5. 19)
79
в диапазоне />2=04-0,1
^_==i_A(i-ioa)-J-(i_A)5/2.
W- . 4 4
(5. 20)
Полученная зависимость показывает весьма слабое влияние-
перепада давлений в интервале />2=0,34-1,0 на изменения отно-
сительной лопаточной мощности открытого импеллера. Для
полной мощности влияние рг еще слабее (рис. 5.5).
Зависимости (5.19, 5.20) справедливы для малых радиаль-
ных зазоров ----<0,04. При больших зазорах -—•>0,1 качест-
/?2 _ г2
венно’ меняется характер зависимости Nn=Hpz)- вместо моно-
тонно возрастающей функция имеет максимум при значении
80
J>2~0,3 (см. рис. 5.4, б). Данные, представленные на этом ри-
сунке, наглядно показывают отрицательное влияние больших
зазоров на экономичность ГДРУ с открытым импеллером (для
импеллера с козырьком величины радиального и осевого зазо-
ров влияют на мощность незначительно).
Для импеллера с козырьком получена другая, совпадающая
с теоретической (см. уравнение 5.12) зависимость лопаточной
мощности от параметра рг- Соответствующие эксперименталь-
ные данные приведены на рис. 5.6. Следует обратить внимание
на тот факт, что изменение осевого зазора от 1 до 3 мм не пов-
лияло на величину мощности. В то же время при зазоре а=
—7 мм мощность значительно увеличилась. Это объясняется
тем, что1 в данном случае длина козырька составляла 5 мм и
при зазорах 1 и 3 мм козырек полностью перекрывал осевой за-
зор (рис. 5.7, «). При зазоре же 7 мм козырек вышел из паза в
корпусе (см. рис. 5.7, б), вследствие чего зона действия лопаток
импеллера распространилась на жидкость, омывающую непод-
вижную стенку вплоть до наружного радиуса полости уплотне-
ния. Поэтому допуски на осевые размеры должны обеспечивать
во всех случаях перекрытие козырьком осевого зазора.
Рис. 5.4. Графики для открытых импеллеров:
<2—влияние на лопаточную мощность открытых импеллеров относительного перепада
давления:
/—расчетная кривая по уравнению (5. 19); 2—по уравнению (5.20); 3—по уравнению
(5. 12); с=1,5 мм; Л = 4 мм;
Обозначение О А □ 0 О X П О
Тил импеллера. П П П П П п П Л
Z, мм Ч 4 4 9 4 4 4 4
а, мм 3 3 3 3 3 2,2 4 3
Z 24 20 24 24 24 24 24 24
У 0,87 0,885 0,89 0,97 0,91 0,99 0,975 0,66
RfrMM 33 38 50 57,5 60 60 60 26
Обозначение ▲ Ч ЕВ ♦ X О V
Тип импеллера Л Л Л п л Л П п О
L, мм 4 4 4 9 9 4 2 15
а, мм 3 3 3 3 3 2 2 2
Z 24 24 24 24 16 24 24 72
У 0,85 0,86 0,95 0,91 0,97 0,92 0,99 0,89
R2, ММ 33 38 95 50 60 60 60 60
<6—влияние относительного перепада давлений на лопаточную мощность открытого
импеллера при различных радиальных зазорах
81
Таким образом, если козырек импеллера не перекрывает за-
зор а, то для определения лопаточной мощности следует пользо-
ваться формулой (5.11) для открытого импеллера, полагая а—
h==0.
Рис. 5.5. График влияния относительного перепада давлений на полную
мощность открытого импеллера
Возвращаясь к методике эксперимента, следует отметить, что
опытные точки мощности при р*2=1 определялись экстраполя-
цией. Представленные ниже зависимости построены по значени-
ям мощности при ^2=1-
Рис. 5.6. График влияния относительного перепада давле-
ний на полную мощность импеллера с козырьком П-117-30-
4-16 при различных осевых зазорах (1=5 мм; со =
=4740 рад/с):
1—расчетная кривая для а—1 и 3 мм; 2—расчетная кривая для
а—7 мм
/ X—а=1 мм
Экспериментальные точки | «=3 мм
1 Cy—a—l мм
82
Как следует из сравнения экспериментальных и расчетных
данных, представленных на рис. 5.6, 5.8, 5.9, 5.10, разработан-
ная выше теория удовлетворительно согласуется с опытом в ча-
сти влияния относительного давления (для импеллера с козырь-
ком), наружного радиуса, осевого зазора и коэффициента
Рис. 5.7. Зона действия лопаток импеллера на
ж ид ко'С ть (in ерекрестна я шт р и х oib к а):
а—козырек перекрывает осевой зазор; б—'козырек не пе-
рекрывает осевой зазор
Влияние радиального зазора для открытого импеллера оказы-
вается в действительности более сильным, чем предсказано тео-
рией (рис. 5.11). На рис. 5.Г2 показано относительное изменение
мощности в зависимости от радиального зазора и относительно-
го перепада давлений. При относительном зазоре 0,6 мощность
может возрастать в три раза.
Рис. 5.8. График зависимости мощности от-
крытого' импеллера от наружного радиуса:
р2=1; (0=1740 рад/с; а=2 мм; h=4 мм; с=1,5 мм;
21^=24; Zj] = 16; -^^^ра с четные кривые; ф—опыт-
ные точки
На рис. 5.13 в качестве примера представлены данные, пока-
зывающие преимущество импеллера с козырьком по сравнению
с открытым импеллером.
83
Рис. 5.9. График влияния осевого за-
зора на мощность открытого импел-
лера П-120-30-4-24 (с=1,5 мм; ®=
= 1740 рад/с) ПО' теории (кривая) и
ПО' опыту (точки)
1Чл,кВт
Рис. 5.10. График влияния коэффици-
ента напора на лопаточную мощ-
ность импеллера П-120-30-4-3 (z=
=34-24; с=1,5 мм; а = 2 мм) по
теории (кривая) и по опыту (точки)
Рис. 5.11. График влияния радиаль-
ного зазора на мощность открытого
импеллера Л-76-30-4-16 (а=2 мм;
(0=1740 рад/с; р2=1):
Рис. 5.12. График влияния радиального за-
зора на мощность открытого импеллера при
разных давлениях (в относительных вели-
чинах) :
расчетная кривая
О— R2—57,5 мм; Д—R2=38 мм; У—р2=0,8; 2—р2=0,Э;
Рис. 5.13. График сравнения мощности открытого импеллера (/)
и с козырьком (2)
84
Данные ряда опытов показывают независимость мощности
от числа Рейнольдса и давления в газовой полости. Для откры-
тых импеллеров проявляется заметное влияние расхода с глад-
кой стороны на потребляемую импеллером мощность. Этот воп-
рос требует дополнительного исследования.
5.3. Температура жидкости в полости уплотнения
Рассмотрим баланс энергии в импеллерном уплотнении на
установившемся режиме работы. Для составления баланса энер-
гии установим границы уплотнения, как показано пунктирной
линией на рис. 5.14. Как следует из этого рисунка, энергия к
рассматриваемой системе подводится через вал (N), а отводит-
ся с циркулирующей жидкостью G2 и с утечками GyT; кроме то-
го, тепло q передается через стенки уплотнения. Таким образом,
подведенная к уплотнению энергия расходуется на повышение
энтальпии (по заторможенным параметрам) жидкости и тепло-
ту q, передаваемую окружающей среде:
N= Д^ут^ут На-
следует отметить, что теплота q может иметь и отрицательный
знак, если уплотнение граничит с газовой турбиной или жид-
кость криогенная; при работе на воде и в атмосферных условиях
величина q в большинстве практических случаев пренебрежимо
мала 7^0 и
ЛГ=Д/ж(?2+дгут(?уТ. (5.21)
Ограничимся случаем, когда утечки существуют только в паро-
вой фазе. Тогда
Дг'ут=^Р.жД/ут + ^п (5-22)
где qn—теплота парообразования.
Повышение энтальпии циркулирующей жидкости запишем в
следующем виде:
Дгж = гр.жд/ж + ^у^. (5.23)
В последнем выражении второй член представляет собой
повышение механической энергии жидкости при течении в поло-
сти уплотнения.
Ниже будет показано, что Д^ж=Д/ут, тогда из выражений
(5.21), (5.22) и (5.23) получим
ЛГ-^л«2^О2-Оу1<7п
-------T~G---------
На рис. 5.15 представлены экспериментальные данные (точ-
ки) и расчетные кривые по уравнению (5.24) при работе уплот-
нения на трех разных жидкостях. В этих опытах измерялась
температура жидкости на входе и выходе из полости уплотне-
ния. На всех исследованных режимах давление в газовой поло-
сти было выше давления насыщенных паров и, следовательно,
(5.24)
85
кипения на границе раздела фаз не было. Утечек в жидкой фазе
также не наблюдалось. Поэтому в расчетах принималось GyT J
= 0. Как видно, совпадение опытных данных с расчетными удов
летворительное.
Рис. 5.14. Схема потока
энергии в уплотнении
Рис. 5.15. График зависимости подогрева
разных жидкостей от расхода через по-
лость уплотнения
Основная доля подводимой к импеллеру мощности затрачи-
вается на привод лопаток и, следовательно, тепло трения выде-
ляется, главным образом, в осевом зазоре а с лопаточной сто-
роны. Без опыта неясно, будет ли достаточно эффективно ох-
лаждаться жидкость в этом зазоре жидкостью, 'циркулирующей
с гладкой стороны импеллера. Для ответа на этот вопрос были
проведены измерения температуры жидкости в зазоре а вдоль
так и с ко-
зырьком. Эти измерения (рис.
5. 16) показали, что в зазоре а
температура жидкости постоянна
по радиусу и равна температуре
на выходе из полости лопаток
в основной поток жидкости на пе-
риферии импеллера.
По этой причине нет необхо-
димости делать в импеллерах
сквозные отверстия для перетека-
ния жидкости с гладкой стороны
импеллера в полость лопаток.
Этот вывод подтверждается срав-
нительными измерениями темпе-
ратуры жидкости в зазоре а для
импеллеров с отверстиями и без
них, которые показали, что тем-
пература в обоих случаях была
одинакова.
радиуса для различных импеллеров как открытых,
Рис. 5.16. График распределе-
ния температуры жидкости по
радиусу импеллера с лопаточ-
ной стороны /?2 = 40 мм; Rr =
— 16 MIM
Глава 6
КОНСТРУКЦИИ ИМПЕЛЛЕРОВ, УЗЛОВ УПЛОТНЕНИЙ
И ИХ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ
6.1. Конструкции радиальных импеллеров
Наибольшее распространение в технике получили открытые
импеллеры, показанные на рис. 1.6 и 3.4. Между собой они отли-
чаются по форме радиальных каналов и по конструкции пери-
ферийной части. Каналы могут быть выполнены фрезой или
электроэрозионным способом. Кроме радиальных лопаток или
каналов могут быть выпол-
нены лопатки (каналы), на-
клоненные по или против
вращения вала агрегата.
Как показано в гл. 2, импел-
леры с наклонными лопат-
ками имеют худшие харак-
теристики по напору и по-
требляемой мощности по
сравнению с радиальными
лопатками.
В настоящее время ши-
poj^oe распространение в Рис. 6.1. Импеллер с сегментными кзна-
конструкциях уплотнений лам”
получили импеллеры с ко-
зырьком (см. рис. 1.6), который перекрывает осевой зазор а
между импеллером и неподвижной стенкой. Такие импеллеры
имеют значительно лучшие характеристики по потребляемой
мощности и барботажу газа (см. гл. 4 и 5).
На поверхностях полости, ограничивающей импеллер, не .ре-
комендуется выполнять выступы, ребра и т. п., так как это уве-
личивает потери на трение, ухудшает характеристики уплотне-
ния в целом, а в случае герметизации суспензий приводит к
быстрому эрозионному износу всего узла.
В литературе [8] встречаются описания работы уплотнений с
импеллерами, у которых канал имеет сегментную форму (рис.
6.1). Каналы такой формы способствуют интенсивному вихре-
вому обмену импульсами между импеллером и жидкостью. Си-
лы трения в результате такого обмена увеличиваются, что при-
87
водит к росту мощности, потребляемой импеллером. Результа-
ты испытаний импеллера с 24 каналами полукруглого сечения
при угловой скорости 200 рад/с показали, что коэффициент ско-
рости фл не зависит от осевого зазора а в диапазоне от 2 до
25 мм. Следует отметить, что потребляемая мощность при этом
увеличивается с ростом зазора более чем в три раза.
Рис. 6.2. Импеллер с лопатками, имеющими
скос на нерабочей стороне
Рис. 6.3. Импеллер
с двумя кольцевы-
ми пазами
Несмотря на определенные недостатки (высокая потребляе-
мая мощность, малая величина активной зоны лопаток (/?2—^?i)
и сложность в изготовлении), импеллеры с такими каналами ре-
комендуется применять, когда требуется создать уплотнение при
большом осевом зазоре, например, при уплотнении рабочей
жидкости, содержащей крупные твердые частицы.
Рис. 6.4. Конструкции импеллеров для уп- Рис. 6.5. Закрытый им-
. лотиения жидкого металла пелл-eip
Испытания импеллеров с каналами постоянной глубины в ви-
де полуокружностей, а также с лопатками, имеющими скос на
нерабочей стороне (рис. 6.2), также показали, что они имеют
худшие рабочие характеристики по сравнению с импеллерами,
имеющими каналы прямоугольной формы. Так, коэффициент
88
скорости у них имеет величину фл~0,78, а барботаж воздуха
начинается при Лг.Кр=0,534-0,62.
Импеллер с кольцевыми пазами по -окружности (рис. 6.3) не
имеет каких-либо отличий в напорных характеристиках от им-
пеллера обычной конструкции.
На рис. 6.4, а, б, в представлены конструкции радиальных
уплотнений, применяемых в насосах, которые работают на жид-
ком металле при высоких давлениях и температуре [36]. В этих
уплотнениях на корпусе выполнены выступы, а на импеллере —
круговые канавки (см. рис. 6.4, б).
Желание уменьшить осевую силу привело к созданию так
называемых «закрытых» импеллеров, которые по конструкции и
принципу действия сходны с рабочим колесом центробежного
насоса, работающего с нулевым расходом жидкости. Расход
жидкости в таком импеллере (рис. 6.5) определяется только ее
утечкой по зазору между покрывным диском импеллера и кор-
пусом.
К конструктивным особенностям этих импеллеров следует
отнести наличие радиальных щелевых уплотнений по наружно-
му диаметру импеллера (зазора с) и по внутреннему диаметру
покрывного диска (зазор б). Испытания таких импеллеров по-
казали [12], что их напорные характеристики неустойчивы. Про-
бы воды, взятые из разных точек импеллера, показали присут-
ствие большого количества воздуха, что объясняется значитель-
ным увлечением воздуха из газовой полости уплотнения струей
жидкости, вытекающей из радиального зазора б. .В узлах, где не
допускается попадание газа в жидкость, постановка такого им-
пеллера нецелесообразна.
Конструкция комбинированного импеллера (рис. 6.6) объе-
диняет в себе положительные свойства открытого и закрытого
импеллеров. Внутренняя часть импеллера во избежание насы-
щения жидкости газом выполнена с открытыми, а наружная —•
с закрытыми лопатками, что уменьшает осевую силу, действую-
щую на импеллер. Мощностные и напорные характеристики
комбинированного импеллера близки к соответствующим зави-
симостям для открытых импеллеров.
Следует отметить применение радиально-вихревых импелле-
ров, которые представляют собой сочетание наклонных пазов на
импеллере и пазов, наклоненных в другую сторону на стенке
(рис. 6.7), что создает сложную систему каналов, обеспечиваю-
щих интенсификацию вихревого обмена импульсами в жидкости.
Испытания показали, что напор таких импеллеров выше чем
у открытых импеллеров, однако потребляемая мощность на-
столько велика, что применение оадиально-вихревых импелле-
ров может быть весьма ограниченным.
Расчеты показывают, что при заданном перепаде давлений
можно существенно уменьшить потребляемую мощность, приме-
89
няя уплотнение с рядом последовательно установленных импел-
леров. Однако такое многоступенчатое импеллерное уплотнение
имеет недостатки, связанные с трудностью охлаждения, повы-
шенной закруткой жидкости с гладкой стороны и увеличением
осевых габаритов.
Рис. 6.6. Импел-
лер комбиниро-
ванный
Рис. 6.7. Радиально-
вихревой импеллер.
Пунктиром показа-
ны каналы на непод-
вижной стенке
Иногда в силу ограничения радиальных размеров уплотни-
тельного узла применяют комбинированное уплотнение, пока-
занное на рис. 6.8. Импеллер 1 имеет радиальные каналы, обес-
печивающие перепад давлений за счет действия центробежных
сил, а на бандаже выполнена винтовая нарезка, которая сов-
местно с винтовой нарезкой на корпусе выполняет роль лаби-
ринтно-вихревого уплотнения.
Рис. 6.8. Комбиниро-
ванное лабиринтно-
вихревое и радиаль-
ное уплотнение:
1—импеллер
Р'ис. 6.9. Ком'бин'ирован-
н ое упл отнен и е: импе л -
лер и отключающаяся
при вращении вала ман-
жета
Как отмечалось выше, уплотнение с импеллером не обеспечи-
вает герметичность уплотняемой полости при невращающемся
вале или на пониженных режимах по частоте вращения. Поэто-
90
му, как правило, ГДРУ применяют в комбинации с контактным
уплотнением. Встречаются разнообразные виды этих комбина-
ций. Импеллер, в частности, может служить для уменьшения
давления перед основным контактным уплотнением того или
иного типа. На рис. 6.9 приведен пример такой комбинации с
манжетным уплотнением. Герметичность и долговечность уп-
лотнения при этом увеличиваются.
Широко применяются комбинации разных типов уплотнений,
когда на определенных режимах работы одно из них полностью
подменяет другое. Например, контактное уплотнение, хорошо
работающее в условиях небольших перепадов и малых скоро-
Рис. 6.10. Уплотнительный узел между насосами
(стрелками показан дренаж утечек из узла)
стей вращения, при возрастании этих параметров может тем
или иным способом отключаться и заменяться импеллером.
В конструкции, приведенной на рис. 6.9, отключение манжеты
происходит за счет центробежной силы. В это время достаточ-
ное уплотнение создается импеллером. Применяя такие комби-
нации уплотнений, необходимо тщательно определить и прове-
рить допустимые динамические нагрузки на контактное уплотне-
ние, чтобы после останова вала восстанавливалось нужное дав-
ление на контактной поверхности и герметичность уплотнитель-
ного узла.
Уплотнения с радиальным импеллером могут применяться в
агрессивных средах (кислоты, щелочи, растворы солей и т. п.).
При этом необходимо подбирать материалы коррозионно-стой-
кие в соответствующих средах. К таким материалам относятся
нержавеющие стали с большим содержанием хрома и никеля.
При работе с агрессивной жидкостью иногда необходима абсо-
лютная герметичность узла по отношению к соседним полостям,
так как попадание в них уплотняемой среды может привести к
взрыву, выходу из строя всего агрегата или отравлению обслу-
живающего персонала. В этом случае уплотнения, различные по
принципу действия, работают одновременно на всех режимах.
Примером такого уплотнения является комбинация импеллера с
несколькими манжетами и дренажом между ними (рис. 6.10).
Вместо манжет могут быть установлены упругие разрезные
кольца (рис. 6.11). Дренажные полости для летательных аппа-
91
ратов сообщаются с внешней средой, а в стационарных установ-
ках возможно использование разделительной жидкости. Разде-
лительная жидкость циркулирует в замкнутой гидросистеме,
осуществляя функции отвода агрессивной жидкости, просочив-
шейся через уплотнения.
Важное значение при-
обретает постановка кон-
тактного уплотнения пос-
ле импеллера в случае,
если давление окружаю-
щей среды меньше давле-
ния насыщенных паров
Рис. 6.111. Уплотнительный узел между на-
сосами
уплотняемой жидкости
(например, криогенной).
При этом может наблю-
даться интенсивное ки-
пение поверхностного слоя зеркала жидкости и значительные
утечки в виде пара (см. гл. 3). Для ликвидации кипения газо-
вая полость может наддуваться до давления, превышающего
давление насыщенных паров данной жидкости; либо необхо-
димо предусматривать контактное уплотнение между газовой
полостью и окружающей средой.
6.2. Схемы узлов уплотнений
Схема уплотнительного узла определяется параметрами и
конструкцией всего агрегата.
ГДРУ надежно и устойчиво работает при условии расходно-
го течения через полость, где расположен импеллер. Расходное
течение жидкости обеспечивает необхо-
димый отвод тепла как из полости
уплотнения, так и других элементов
агрегата, например, подшипников.
Для уплотнений насосов применя-
ются системы с внутренней и внешней
циркуляцией.
На рис. 2.6 представлены основные
схемы внутренней циркуляции рабо-
чей жидкости. Расход жидкости при
Рис. 6.12. Схема уплотнения
с внешней циркуляцией
жидкости:
/—щелевое уплотнение; 2—'им-
пеллер; 3—стояночное уплотне-
ние
этом определяется в основном сопро-
тивлением щелевого уплотнения рабо-
чего колеса, далее жидкость поступа-
ет черев разгрузочное отверстие на
вход насоса.
На рис. 1.3 и 6.12 представлены
схемы с .внешней циркуляцией, по которой полость импеллера
соединена со входом в насос через трубопровод (канал) с дрос-
92
селем. Величина необходимого напора импеллера будет опреде-
ляться давлением на входе в насос и сопротивлением дросселя.
6.3. Особенности работы импеллера на суспензиях
Использование импеллера в качестве уплотнения для сред с
большим содержанием твердых примесей (грунтовые, песковые,
песково-химические, металлические суспензии и т. п. среды)
представляется целесообразным, ввиду возможности работы с
осевыми и радиальными зазорами
больших размеров, чем размеры
твердой фазы без ущерба для
эксплуатационных характеристик
уплотнения [13].
Исследование работы импел-
лера на суспензии воды и микро-
электрокорунда марок М-10 и
М-28 со средним размером соот-
ветственно 10 и 28 мкм показали
удовлетворительную работу уп-
лотнения в диапазоне изменения
геометрических параметров узла
согласно табл. 1. Концентрация
суспензий &с=Дд. изменялась
в достаточно широких пределах
(от 8 до 27%) и определялась по
зависимости
ft/ Qc-Ож \ (6
' Qtb 0ж /
где gc, рж, Ртв — плотность соот-
ветственно для суспензии, жидкой
и твердой фаз.
Измерения концентраций сус-
пензии при отборе проб на раз-
личных радиусах с оребренной
в уплотнении значительно
Рис. 6.13. Зависимость давления
на импеллере от угловой скорости
для суспензий различной .концент-
рации:
/—•расчетная кривая для q=1,7 г/см3;
□—суспензия Qc—1,7 г/см3; Д—суспен-
зия qc=1,4 г/см3; О—суспензия Qc=
= 1,2 г/см3; О—вода Q=1 г/см3
стороны
импеллера показали
уменьшение концентрации по радиусу к центру вращения, что
объясняется сепарацией твердых частиц к периферии импелле-
ра. Эта сепарация приводит к существенному отличию величи-
ны давления, удерживаемого импеллером, от давления для слу-
чая однородных жидкостей.
На рис. 6.13 представлена зависимость р2—pr=f(ti>) для сус-
пензий с различной плотностью при постоянной величине ради-
уса границы раздела фаз 7?г=25 мм. Для сравнения характери-
стик уплотнения на график нанесена кривая, полученная при
испытаниях на воде, и пунктиром проведена расчетная зависи-
мость для однородной жидкости, соответствующей плотности
93
суспензии рж—1700 кг/м3. Расчетная зависимость с принятым
значением ф = 0,94 находится выше опытной.
Таким образом, сепарация твердых частиц суспензии в су-
щественной степени изменяет структуру течения в полости уп-
лотнения, в частности, изменяется закрутка потока суспензии с
лопаточной стороны. Влияние изменения концентрации смеси на
коэффициент закрутки потока обнаружено не было, хотя значе-
ние фл Для суспензии меньше, чем для однородной жидкости.
Рис. 6.14. Зависимость ко-
эффициента скорости от по-
ложения границы раздела
фаз:
О—’вода; ДО V —'суспензии раз-
личной концентрации
Рис. 6.15. Вид эрозионного износа
уплотнения:
а—импеллер с бандажом; б--импеллер без
бандажа
Это значение фл было получено из выражения для
пеллера:
(Р2 — Рг) 2
напора им-
(6-2)
где qc —плотность суспензии, определяемая по пробам, взятым
на входе в испытуемый узел.
Графическая зависимость, показывающая увеличение фл с
ростом радиуса границы раздела фаз, представлена на рис. 6.14.
Концентрация суспензии изменялась от 8 до 27%- Для сравнения
на графике приведена аналогичная зависимость, полученная на
воде.
Уменьшение закрутки потока для суспензии в действительно-
сти не имеет место, а объясняется уменьшением относительного
содержания твердых частиц в объеме жидкости, вращающейся
с лопаточной стороны импеллера, и соответствующим уменьше-
нием плотности.
График на рис. 6.14 может быть использован для расчета уп-
лотнения, работающего на суспензии, концентрация которой из-
вестна по входным параметрам.
•94
При проведении опытов на суспензии отмечался интенсивный
эрозионный износ деталей уплотнения.
Испытания были проведены при w=1500 рад/с с импеллера-
ми различного конструктивного оформления на суспензии воды
и микроэлектрокорунда дисперсностью 10 мкм.
Картина эрозионного износа представлена на рис. 6.15 для
импеллеров с бандажом и без бандажа. Стрелкой показаны зо-
Рис. 6.16. Импеллер со следами эро-
зии .по гладкой стороне
ны эрозии. На рис. 6.16 и 6.17
представлены различные де-
тали уплотнения после испы-
таний в течение 23 мин рабо-
ты.
Рис. 6.17. Кольцо (по периферии им-
пеллера, пунктиром показан контур,
кольца до испытаний)
Наиболее существенный износ поверхностей корпуса наблю-
дается со1 стороны лопаток импеллера как с бандажом, так и
без бандажа. При этом у импеллеров без бандажа отмечен зна-
чительный износ цилиндрической части корпуса (см. рис. 6.17).
Бандаж на импеллере заметно уменьшает износ корпуса, но при
этом эрозии подвергается бандаж импеллера (см. рис. 6.16), хо-
тя в целом вся конструкция уплотнения меньше подвержена
эрозии. Таким образом, эрозионный износ имеет место в зоне
наибольших скоростей суспензии, а также в области отверстий и
выступов в полости уплотнения.
При перекачивании взвесей часто применяют центробежные
насосы с полуоткрытым рабочим колесом и импеллером, выпол-
ненным за одно целое с ведущим покрывным диском. В этом
случае, кроме уплотнения, импеллер выполняет функцию раз-
грузочного устройства от осевых сил, а также предохраняет под-
шипник от твердых частиц.
6.4. Конструкции узлов, обеспечивающих
уменьшение утечек
Уменьшение величины утечек из полости гидродинамиче-
ского радиального уплотнения представляет важную задачу,
95.
особенно в случае высоких требований по герметичности. Пред-
отвращение утечек рабочей жидкости в окружающую среду
можно достичь применением последовательно установленных
контактных уплотнений (см. рис. 6.11, 6.ГО) с промежуточным
дренажом рабочей жидкости между ними. Однако такая конст-
рукция узла довольно сложна, включает контактные уплотнения
и неизбежно1 связана с потерей рабочей жидкости в дренаж.
При длительной работе контактные уплотнения выходят из
строя, что предполагает их периодические замены и ремонт.
Величина утечек из полости импеллера (формула 3.31,) опре-
деляется процессами образования и уноса капель жидкости с
поверхности границы раздела фаз и дальнейшим их движением
по зазорам в окружающую среду.
Для получения герметичного уплотнения следует выбирать
параметры, соответствующие работе уплотнения на режиме ус-
тойчивого1 гребня жидкости в пазах импеллера, т. е. при отсут-
ствии утечек (см. формулу 3.17). Если это оказывается невыпол-
нимым, то уменьшение величины утечек может быть достигнуто
снижением параметра /?г.
Для уменьшения диапазона изменения значения /?г представ-
ляется целесообразным использование импеллеров с двумя сту-
пенями и более. При этом возможна комбинация радиального и
лабиринтного импеллеров с границей раздела фаз по радиусу
радиального импеллера. Кроме того, уменьшить утечки можно
увеличением плотности газа путем дополнительного наддува га-
зовой полости.
Для импеллеров с радиальными лопатками с целью умень-
шения утечек из уплотнения был испытан ряд «поисковых» кон-
струкций, в которых использовались цилиндрические перегород-
ки для улавливания капель в привтулочной зоне лопаток; кроме
того, создавались узлы с повышенным гидравлическим сопро-
тивлением в зазоре между валом и корпусом. Испытания прово-
дились с узлами уплотнений различных геометрических пара-
метров (см. табл. 1) на воде и этиловом спирте .в области негер-
метичности уплотнения. Давление в газовой полости уплотнения
при испытаниях изменялось в пределах рг=0,024-0,4 МПа.
На рис. 6.18 представлены некоторые испытанные конструк-
ции уплотнений, в которых для улучшения герметичности ста-
вилась преграда на пути движения капель в области вала.
В этих конструкциях предполагалось использовать радиальный
газовый вихрь, который уносит жидкость в область действия ло-
паток импеллера, где она будет отбрасываться к периферии в
зону жидкостного кольца.
В конструкции, представленной на рис. 6.18, а, для улучше-
ния герметичности на стенке в пределах газовой полости уплот-
нения выполнен козырек 1 с кольцевой проточкой R— 1,5 мм в
непосредственной близости от стенки. Лопатки импеллера под-
9S
резаны таким образом, чтобы козырек перекрывал осевой зазор
а не менее 2 мм. Предполагается, что при работе уплотнения
жидкость, уносимая газовым вихрем из области границы разде-
ла фаз к валу, попадет на козырек и будет увлекаться газовым
потоком в область лопаток. Жидкость, прилипшая к козырьку,
будет собираться в проточке и стекать в область лопаток.
Рис. 6.18. Конструкции уплотнений
На рис. 6.18, б представлена конструкция, где козырек 1 у
неподвижной стенки выполнен в форме «корытца» и входит в
зону лопаток импеллера таким образом, что ниже козырька име-
лись лопатки 2, которые являлись источником радиального те-
чения газа в области окончания козырька. Этот газовый вихрь
приведет к срыву и увлечению жидкости, огибающей выступ, к
периферии.
На рис. 6.18, в на импеллере выполнен козырек, который пе-
рекрывает осевой зазор между импеллером и стенкой. На внеш-
ней поверхности козырька выполнялась резьба с таким направ-
лением витков, что при вращении импеллера попавшая на них
жидкость перемещается .в зону действия лопаток.
На рис. 6.19 приведены экспериментальные данные по вели-
чине утечек от относительной величины перепада давлений на
импеллере для описанных выше конструкций уплотнений при
97
испытании на воде. Там же нанесена экспериментальная кри-
вая, полученная при испытании «обычной» конструкции при
прочих одинаковых параметрах.
Для использования положительных качеств испытанных кон-
струкций было предложено уплотнение (см. рис. 6.18, а), в кото-
ром на пути капель и стекающей жидкости стоит козырек 1 с
канавкой 2, служащей сборником для жидкости. Если под дей-
ствием радиального газового вихря жидкость будет двигаться по
зазорам в направлении вала, то в работу включается защитное
Рис. 6.'20. График зависимо-
сти величины утечек воды
при изменении радиального
зазора по валу
Рис. 6. 19. График зависимости
утечек от нагрузки для ряда
испытанных .уплотнений:
ф—обычная конструкция (см. рис.
1.1); О—рис. 6.18, Д—(рис. 6.18, б;
□—рис. 6.18. в
кольцо 3 с внутренней резьбой, отбрасывающей жидкость в об-
ласть осевого зазора. Утечки практически отсутствовали.
Все испытания проходили цри значении радиального зазора
между корпусом и валом 7?О—7?В= 1,54-2 мм (см. рис. 1.1), что
обычно имеет место в конструкциях импеллеров. При сущест-
венном уменьшении этого радиального зазора было отмечено
уменьшение утечек рабочей жидкости. Это связано с тем, что в
зазоре образуется гидрозатвор в виде жидкостного кольца, пре-
пятствующего прохождению новых порций жидкости.
При увеличении зазора (Л?о—J?B) более 2 мм импеллер не
обеспечивает эффективную работу при полной нагрузке. При
этом радиус начала лопаток 7?t меньше и наблюдается увели-
чение утечек рабочей жидкости с ростом зазора. На рис. 6.20
представлена зависимость величины утечек воды при изменении
радиального зазора (1/?0—7?в) от 1 до 8 мм — при испытании уз-
ла обычной конструкции (см. рис. 1.1), импеллер П-<80-20-4-18,
£0 = 2000 рад/с; р%—0,6; при атмосферном давлении в газовой
полости. Как видно из графика, с ростом радиального зазора по
валу утечки существенно увеличиваются.
98
Испытания ГДРУ (обычной конструкции) с зазором между
валом и корпусом 0,3 мм показали, что утечки практически пре-
кратились. Также хорошие результаты были получены при ис-
пытании узла, где радиальный зазор (7?0—7?п = 0,3 мм) имел ме-
сто между валом и втулкой из фторопласта, которая по внут-
ренней поверхности имела ряд канавок, представляя собой ла-
биринтное уплотнение. Испытания на воде и этиловом спирте
показали отсутствие утечек. Проведенные исследования дали
возможность разработать более совершенные уплотнительные
узлы и установить их на действующие машины, что привело к
повышению надежности и безопасной эксплуатации целого ряда
гидро- и турбоагрегатов.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Абрамович Г. Н. Теория турбулентных струй. М., Физматгиз, I960,.
716 с.
2. Альтшуль А. Д. Гидравлические сопротивления. М., «Недра», 1970,
216 с.
3. Аринушкин Л. С., Думов В. И., Вайнбаум И. Ф. Некоторые результаты
экспериментальных исследований гидродинамических уплотнений центробеж-
ного типа. — Изв. вузов. «Авиационная техника», 1962, № 3, с. 131—142.
4. Васильцов Э. А. Бесконтактные уплотнения. Л., «Машиностроение»,
Ленинградское отд-ние, 1974. 160 с.
5. Вербицкая О. А. Распределение давления в боковых пазухах центро-
бежных насосов с учетом утечек. (Передовой научно-технический и производ-
ственный опыт, тема 25). Изд. ВИНИТИ. М., 1957. 17 с.
6. Вырубов Д. Н. Смесеобразование в двигателях дизеля. Рабочие про-
цессы ДВС и их агрегатов. М., Машгиз, 1946, 215 с.
7. Гуревич М. И. Теория струй идеальной жидкости. М., Физматгиз, 1961.
496 с.
8. Голубев А. И. Современные уплотнения вращающихся валов. М., Маш-
гиз, 1963. 216 с.
9. Дорфман Л. А. Гидродинамическое сопротивление и теплоотдача вра-
щающихся тел. М., Физматгиз, 1960. 260 с.
10. Дью мл. Эмпирический метод расчета радиального распределения дав-
лений на вращающихся дисках. — «Энергетические машины и установки».
(Пер. с англ.), 1966, № 2, с. 85—93.
И. Кетола, Мак-Грью. Распределение давления, сопротивление трения и
расходные характеристики для частично смоченного вращающегося диска. —
Труды АОИМ «Проблемы трения и смазки», т. 30, сер. F, № 2, М., «Мир»,
1968, с. 86—102.
12. Корнфельд М. Упругость и прочность жидкости., М., Машиностроение,
1962. 365 с.
13. Краев М. В., Кучкин А. Г. К вопросу о повышении надежности и дол-
говечности уплотнений, работающих в среде суспензий. — «Защитные покры-
тия в машиностроении». Труды КПП. Красноярск, 1973, с. 153—159.
14. Левин А. А., Перельман Р. Г. Исследование цилиндрической гидро-
муфты. — В кн.: «Исследование агрегатов, работающих на щелочных метал-
лах». Труды МАИ, вып. 193. М., «Машиностроение», 1969, с. 57—102.
15. Ломакин А. А. Осевое давление в центробежных насосах с учетом ве-
личины зазора в уплотнительных кольцах. — «Советское котлотурбостроение»,
1940, № 12, с. 431—435.
16. Ляпков П. Д. О формах течения водовоздушных смесей в каналах
рабочих органов центробежного насоса. — «Химическое и нефтяное машино-
строение», 1968, № 10, с. 29—31.
17. Мейфарт, Шайн. Экспериментальное изучение потока, проходящего
сквозь движущиеся отверстия. — «Труды американского общества инжене-
ров-механиков». Сер. Д. (Пер. с англ.), 1965, № 4, с. 98.
18. Моттрам А., Санли X. Уплотнения в ракетных двигателях на жидком
топливе.-—в кн.: Проблемы современной уплотнительной техники. М., «Мир»,
1967, с. 15—32.
100
19. Овсянников Б. В., Боровский Б. И. Теория и расчет агрегатов питания
ЖРД- М., «Машиностроение», 1971. 540 с.
20. Раздолии М. В. Уплотнения авиационных гидравлических агрегатов.
М., Машиностроение, 1965. 196 с.
21. Седач В. С., Неспела А. Н. Определение момента сил трения на вра-
щающемся диске при наличии расхода жидкости через зазор и ламинарное
течение в пограничных слоях. — Изв. вузов, «Энергетика», 1959, № 11, с. 115—
122.
22. Седач В. С. Кинематика потока воздуха, охлаждающего газотурбин-
ный диск.—«Труды Харьковского политехнического института», 1957, т. 24,
вып. 6, с. 70—87.
23. Флюгель Г. Паровые турбины. ГОНТИ НКТП, 1939, 380 с.
24. Хаген, Данак. Перенос импульса при турбулентном отрывном обтека-
нии прямоугольной впадины. (Пер. с англ.), — «Прикладная механика», 1966,
№ 3, с. 189—195.
25. Ханжонков В. П. Сопротивление истечению через отверстия в стенке в
присутствии проходящего потока. — «Труды ЦАГИ», 1959, № 15, с. 5—19.
26. Чебаевский В. Ф., Петров В. И. Кавитационные характеристики высо-
кооборотных шнеко-центробежных насосов. М., «Машиностроение», 1973.
152 с.
27. Daily J. W., Nece R. D. Chamber dimension effect on induced flow and
frictional resistanse of enclased relating disk Trsns. ASME. Ser. D. vol 82,
Nl. 1960, pp. 217—232.
28. Kelly R. W. Wood and Marman H. V. Development of a high tempera-
ture liquid metal turbopump. ASME paper 62—Hub—15 (1962).
29. Me. Donald D. P. Has the liquid seal a future in process pumping
«Process Eng», 1972. june.
30. Okana T. Hasegawa M. On the friction to the disk rotating in a cylin-
der. Japan Jornal of Phisics, vol 13, NI, 1939.
31. Pantell K. Versuche uber Seheibenreibung, Forschung auf dem Gebicte
des Jugenienrwesens. Bd. 16, N4, 1949—1950.
32. Proceedings of the third International conference on Fluid Sealing,
Cambridge, England. April, 1967.
33. Shell L. S. The desing and evolution of an aircraft rocket engine
Proc. F. Meeh. E. 178. PtI, 13 pp. 311—338 (1963).
34. Schulz—Grunow F. Der Reibungsniderstand rotierender scheiben in
Gehausen. Zeitschrift fur amgewandete Mathematic und Mechanik, bd. 15, N4,
1935, s. 191—204.
35. Thew M. T., Sanders M. G. Hydrodynamic disc seal. «Third internatio-
nal Conference on fluid sealing», Cambridge, England. April, 1967, paper 115,
pp. 97—124.
36. Wood G. M., Manfred D. V. and Cygnor J. E. Performance of Centri-
fugal Schaft seals for high—temperature high—pressure liquids. Machine De-
sign, 1964, N3. pp. 85—93.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие.......................................................... 5
Условные обозначения................................................. 4
Введение............................................................. 5
Глава 1. Гидродинамика потока в полости уплотнения................... 7
1.1. Принцип действия и условия работы уплотнения ... 7
1.2. Экспериментальная установка. Образцы испытанных импел-
леров ........................................................ 10
1.3. Течение с гладкой стороны импеллера.......................14
1.4. Течение с лопаточной стороны импеллера ...................20
Глава 2. Напор импеллера и оценка осевых сил .................25
2.1. Напор импеллера...........................................25
2.2. Определение основных размеров уплотнения..................30
2.3. Оценка осевых сил, действующих на импеллер .... 41
Глава 3. Герметичность уплотнения....................................43
3.1. Пленка и капли жидкости в полости уплотнения. Граница
раздела фаз...................................................43-
3.2. Механизм утечки жидкости..................................47
3.3. Устойчивость границы раздела фаз и граница герметичности
уплотнения.....................................................48
3.4. Процессы в газовой полости уплотнения и их влияние на
жидкостные утечки..............................................51
3.5. Влияние угловой скорости и режимов работы уплотнения на
величину жидкостных утечек.....................................56
3.6. Влияние физических свойств жидкости и некоторых других
факторов на герметичность уплотнения ......................... 59
3.7. Обобщенная зависимость для определения величины утечек
жидкости.......................................................66
3.8. Утечки в паровой фазе ....................................62
Глава 4. Барботаж газа через импеллерное уплотнение..................65
4.1. Предварительные сведения ................................65
4.2. Барботаж газа через открытые импеллеры....................67
4.3. Мероприятия по уменьшению барботажа газа. Импеллер с
козырьком......................................................69
Глава 5. Мощность, потребляемая уплотнением, и оценка температуры
рабочей жидкости ......................................73
5.1. Теоретическая оценка мощности ГДРУ........................73
5.2. Методика экспериментального определения мощности ГДРУ.
Сравнение экспериментальных данных с теорией .... 78
5.3. Температура жидкости в полости уплотнения .... 85
102
Стр.
Глава 6. Конструкции импеллеров, узлов уплотнений и их работоспо-
собность ......................................................... 87
6.1. Конструкции радиальных импеллеров ...............87
6.2. Схемы узлов уплотнений.............................92
6.3. Особенности работы импеллера на суспензиях .... 93
6.4. Конструкции узлов, обеспечивающих уменьшение утечек . 95
Список литературы .................................................100
Михаил Васильевич Краев, Борис Викторович Овсянников,
Анатолий Семенович Шапиро
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ РАДИАЛЬНЫЕ
УПЛОТНЕНИЯ ВЫСОКООБОРОТНЫХ ВАЛОВ
Редактор издательства Г. Д. Журавлева Художник Е. Н. Волков
Технический редактор В. И. Орешкина Корректор А. И. Кар а мышкина
Сдано в набор 2/XII 1975 г. Подписано к печати 1/Ш 1976 г. Т—03388
Формат 60 X 90716 Бумага № 2 Печ. л. 6,5 Уч.-изд. л. 6,05
Цена 31 коп. Тираж 2000 экз. Изд. зак. 823
Издательство «Машиностроение», 107885, Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3.
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии в книжной торговли,
Хохловский пер., 7. Тип. зак. 4541