Файл: Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах.pdf

как при фс2 < Фг2 . как правило, Т > 0. Следовательно, при из­ менении производительности нагнетателя осевое усилие Т может изменять знак. Изменение знака осевого усилия неизбежно при­ водит к «переброске» ротора с рабочих колодок упорного под­ шипника на установочные или наоборот. При стоянке нагнетателя под давлением ротор всегда прижат к установочным колодкам.

Результаты исследований влияния таких факторов, как ве­ личина радиальных зазоров в лабиринтных уплотнениях колеса,

диска, определяющиеся разностью давлений за последним колесом и перед проточной частью, могут быть настолько сущест­ венными, что падение давления в зазоре оказывается более интенсивным, чем у покрывающего диска, где перепад давлений меньше. В этом случае коэффициент осевого усилия ступени может быть в действительности меньшим, чем расчетная величина, да­ ваемая формулой (8.17).

«. На величину осевого усилия может существенно влиять ши­ рина осевых зазоров между дисками колеса и корпусом. Возмож­ ность влияния ширины осевого зазора между вращающимся диском и неподвижной стенкой корпуса на распределение давлений вдоль радиуса диска становится совершенно очевидной после рассмотре­ ния двух предельных случаев: вращения диска в свободном про­

247

странстве и при малом осевом зазоре s. Если диск вращается в не­ ограниченном пространстве, то из решения задачи о ламинарном течении около диска следует, что давление может изменяться только в направлении, перпендикулярном поверхности диска, т. е. по z. Вдоль радиуса давление не изменяется. Поэтому в слу­ чае очень большого осевого зазора во всем пространстве около диска устанавливается такое же давление, как около его наруж­ ного края, т. е. р — р2При малом осевом зазоре и отсутствии

радиального расходного течения р = р2 — 0,125pu2(l — г2). Сле­ довательно, уменьшение ширины осевого зазора s между диском и стенкой корпуса приводит к уменьшению среднего значения давления в зазоре и уменьшению силы, действующей со стороны потока в зазоре на поверхность диска. Поэтому, если диск вра­ щается в кожухе и осевые зазоры с обеих сторон диска различны, то появляется осевое усилие, стремящееся сдвинуть диск в сто­ рону меньшего зазора.

Согласно опытным данным [22, 68], ширина осевого зазора влияет на среднюю величину давления в нем при s < 0,03г2, причем это влияние тем существеннее, чем меньше ширина зазора. Сдвиг колеса в сторону всасывания, т. е. увеличение осевого за­ зора у рабочего диска sp и уменьшение зазора у покрывающего диска sn приводит к увеличению осевого усилия. Сдвиг колеса в сторону нагнетания позволяет уменьшить осевое усилие. Коэф­

фициенты Т 1 и АТ, полученные при различных соотношениях между ширинами осевых зазоров sp и sn, приведены на рис. 8.6 и 8.11.

Влияние радиальных зазоров в уплотнениях центробежных насосов на осевые усилия рассмотрено в работах А. А. Ломакина [33]. Увеличение радиальных зазоров sr в лабиринтных уплот­ нениях покрывающего диска приводит к возрастанию протечек через уплотнения и уменьшению давлений в осевом зазоре, а следовательно, и к росту осевого усилия. Согласно опытным данным, приведенным в работе [66], увеличение радиального зазора sr с 0,4 до 0,8 мм при D2 — 0,305 м приводит к возрастанию

величины АТ в концевой ступени примерно в 2,5 раза. Увеличение радиальных зазоров в межступенчатых уплотнениях вала ступени промежуточного типа также приводит к росту осевого усилия.

Как было указано в п. 2.4, уровень давления в осевом зазоре между диском колеса и корпуса зависит от закрутки потока в за­ зоре У. Поэтому на среднюю величину давления в зазоре можно воздействовать изменением закрутки потока в зазоре. А. В. Клуб- -ничкин предложил использовать изменение закрутки потока около дисков для уменьшения осевого усилия в нагнетателях природного газа [19]. Изменение закрутки осуществляется специальными неподвижными направляющими ребрами, устанавливаемыми у по­ крывающего диска и уменьшающими закрутку в зазоре, за счет чего уровень давления возрастает и осевое усилие уменьшается.

248

Этот метод позволяет существенно изменять осевое усилие в же­ лаемом направлении. Для уменьшения давлений около рабочего диска могут быть использованы ребра, увеличивающие закрутку

Рис. 8.6. Влияние ширин осевых зазоров у дисков колеса на осе. вые усилия: а — sp = 0,0065; б — sn = 0,0165

потока в зазоре. Снижение осевых усилий с помощью неподвижных направляющих ребер оказывается более экономичным, чем ис­ пользование разгрузочных отверстий в рабочем диске.

Изложенный в п. 7.2 метод расчета течения перед улитками с переменным наружным радиусом спирали R (Ѳ) позволяет вы­ числять распределения скоростей и давлений за колесом по ок­ ружности и находить радиальные усилия R, действующие на колесо со стороны потока при нерасчетных режимах работы улиток.

Согласно формулам (8.3) и (8.6)^ для определения радиального усилия R или его коэффициента R за колесом достаточно знать

249

давление с точностью до постоянной. Если принять, что ширина колеса на выходе Ь2 (с учетом толщин дисков) равна входной ши­ рине улитки Ь7, а радиус колеса гг = г7, то составляющие радиаль­ ного усилия будут определяться формулами:

Здесь сг7 — среднее значение радиальной составляющей скорости при входе в улитку. Формулы (8.18) показывают, что в качестве безразмерных коэффициентов, характеризующих составляющие

радиального усилия, удобно принять величины R'x и Ry, опреде­ ляемые соотношениями:

Наружный радиус колеса г2 всегда меньше начального ра­ диуса улитки г7, а ширина колеса Ь2 меньше ширины улитки Ь7. Кроме того, неравномерность потока по ширине канала при г — = / * 2 несколько меньше, чем при г = г7, однако это обстоятель­ ство учесть сложно. Если пренебречь перестройкой потока на участке между г2 и г7, то можно принять, что величина радиаль­ ного усилия R, действующего на колесо, связана с величиной R', определяемой формулами (8.17), соотношением

°7 г7

Тогда

Результаты вычислений коэффициента R для ступени с улит­ кой трапециевидной формы, рассчитанной по уравнению (7.4),

приведены на рис. 8.7; там же нанесена зависимость R (фг2),

определенная по опытным данным. Расчетная зависимость R (фг2), полученная для «правильной» улитки, контур которой построен строго в соответствии с уравнением (7.4), оказывается близкой к расчетной кривой, соответствующей действительному контуру улитки. Отклонения от теоретического контура спирали сравни­ тельно мало влияют на радиальное усилие при нерасчетных ре­

250

жимах работы ступени. Лишь при ср, 2 = ср* 2 для правильного контура R* = 0, тогда как для действительного контура ни при

расчете, ни при опыте R* =j=0.

В п. 7.2 было отмечено, что метод расчета потока перед улиткой наиболее прост в вычислительном отношении при b = Ъ(г), т. е. для улиток с трапециевидными поперечными сечениями. Улитки такого типа широко применяются в центробежных компрессорах, насосах и вентиляторах (вентиляторные улитки с постоянной ши-

Рис. 8.7. Расчетные и опытные зависимости R (qv2) при бездиффузорной улитке трапециевидного сечения: а — величина R; б — составляющие R x и R y при различных значениях а 7:

/ — расчет для «правильной» улитки, соответствующей уравнению (7.4); 2 — расчет для действительного контура улитки; 3 — опытные данные

риной — частный случай улитки с трапециевидным сечением). Зависимость ширины сечения от радиуса в улитках этого класса содержит лишь один конструктивный параметр П, определяемый формулой (7.32), причем

6 = M l + П (7-1)],

где, как и в п. 7.2, г —г!гѵ Поэтому величина J также зависит лишь от параметра П и относительного наружного радиуса се­

чения R = R/r7,

д

/ = [ Ь -^- = H ( R — 1)— (1—П)1п£.

1 г

251

Если улитка спроектирована в соответствии с уравнением (7.4), то

J = 2nxtg а*.

Следовательно, относительные размеры улиток рассматривае­

мого типа зависят от двух параметров: П и а7, первый из которых характеризует поперечное сечение улитки, а второй — наружный

контур R (Ѳ) или R (X). Коэффициент радиального усилия R',

помимо режима работы улитки, определяемого углом а ,, может зависеть также только от параметров П иа7. Результаты численных

расчетов [3] показывают, что коэффициент радиального усилия R ’, вызванного улитками с трапециевидными поперечными сечениями, в действительности не зависит от параметра П, т. е. относительная ширина сечения при входе ö7/Z)7 и угол между образующими боко­

вых стенок ■&не влияют на R1. Этот коэффициент, зависит только

от угла й7 и Ку = tg a7/tg a7 — величины, характеризующей отклонение режима работы улитки от расчетного (рис. 8.8), чем

меньше значение а7, тем существеннее возрастает R' при откло­ нении режима.

252