Конструкция и проектирование ЖРД Гахун Г.Г. (1014171), страница 58
Текст из файла (страница 58)
Таким образом, могут быль получены еле. дующие расчетные формулы для статических составляющих осевой силы; (Рг,1г ) (11.9) (11.10) Ф У гдерг Рг +РНст.шя г Нет щя г)г юя т шн Н, „„, — статический напор шнека; Н „— теоретический напор шнека; г)㠄— гидравлический КПЛ шнека; сг — абсолютная скорость жидкости на выходе из шнека; р — плотность жидкости. При уточненном расчете составляющих Я з, Ага, Ягг необходимо учитывать влияние закрутки потока с „, утечек Рт, и 1~„~ через уплот. пения покрывного и рабочего дисков и направления их течения на распре. деление давлений в осевых зазорах между рабочим колесом и корпусом насоса (см.
рис. 11.1). Вместе с тем на этапе эскизного проектирования, когда необходимо проводить анализ нескольких вариантов конструкции, вполне приемлемой оказывается методика приближенной оценки значений осевых сил. Примем допущение о том, что в зазоре между дисками рабоче. го колеса и корпусом насоса угловые скорости жидкости и рабочего колеса связаны соотношением огж = 0,5ы; кроме того, будем полагать, что значение утечки рабочей жидкости 1' через уплотнение рабочего колеса известно, пренебрегаем также утечкой через уплотнение с диаметром Р„э.
Тогда составляющие осевой силы Ягз, Ага, Агг будут определяться выражениями: (11.11) ~гз (Рг Р ~) (Рг ьа Р~г (Рг Руг)) (11.12) Яга (Рг Р г) (Рг а Рсо (Рг Ртг) 268 Рз д Л = — (Из -И' )(Р2'+ 22 4 у2 уэ 2д ' Р "отв отв (11.1З) где со — угловая скорость вала, рад/с; 12уз — объемные утечки через заднее уплотнение рабочего диска, равные утечкам через разгрузочные отверстия, м' /с. Полагая, что утечки через переднее и заднее уплотнения колеса одинаковы,имеем 2 Ру~ = 0 51 (1 П~) =Фут я22„~ б — (р ~') 2 У2 Дота отв — (Рз — Рз), где дота коэФФицнент расхода через разгрузочное отве це д суммарная плошадь разгрузочных отверстий; П вЂ” расходный КПД йасоса Р (П = 0,9...0,95); Ь 2 — радиальный зазор в уплотнении по бурту рабочего Р диска; д — коэффициент расхода через это уплотнение, который приниу2 мает значение для щелевого уплотнения, и 2 = 0,5...0,7, для уплотнения уз с плавающим кольцом д 2 = 0,2...0,4; р — плотность рабочей жидкости, кг/мз.
Динамическая составляющая осевой силы )22дня Л2 (С22 (11.14) где л2 — массовый секундный расход жидкости; с, — осевая составляющая скорости на входе в рабочее колесо; сз — осевая составляющая скорости на выходе иэ колеса. РАБОЧЕЕ КОЛЕСО ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ тт 22 22 2 дия' Осевая турбина. На рис. 11.2 представлен эскиз колеса осевой газовой турбины с приложенными осевыми нагрузками. Осевая сила на рабочем колесе складывается из следующих составляющих: 212 — осевая сила статического давления газа р, на входе в рабочую ступень; Я 2 — осевая сила статического давления газа рз на выходе из рабочей ступенй; 712дяя — динамическаЯ составлЯющаЯ осевой силы, пРедставпЯющаЯ собой силу реакции газа, протекающего в межлопаточных каналах рабочего колеса.
Суммарная осевая сила Составляющие осевой силы определим следующим образом: ссхь = ((ь7ср +7ь ьл) сь ) рь1 (11.15) (1116) ~сдлп щт(сьс сзс) (11.17) = — (((7 +й, )* — 7.)рз. (11.18) В случае активной турбины статические давления р, ир з относительно малы и их абсолютные значения примерно одинаковы, позтому сумме статических составляющих осевой силы становится близкой нулю (Я„е преяслсппл осевых турбины (СА— прелслсплл осевых мпростремвтельлоа тур РК вЂ” рабочее 270 Если при консольном расположении турбины вал расположен со сто.
роны выхода газа из турбины, то в формуле (11.15) следует полагать с7в = О, а выражение для Я з примет следующий вид: е Ва = О). При парциальном подводе газа, характерном для автономных гурбйн, давление р, может оказаться меньшим, чем давление рз, что объясняется зжекторным действием струи, вьпекающей из сопла. Однако различие зтих давлений по значению незначительно, и при расчете осевой силы нм можно пренебречь. Динамическая составляющая Я д„„в активной турбине также невелика нз-за малого секундного расхода газа и Цапростремительная турбина. На рабочее колесо центростремительной турбины без покрывного диска действуют следующие составляющие осевой силы (рис.
11.3): В, — осевая сила, действующая на внутреннюю (с лопатками) поверхность рабочего колеса; Я з — осевая сила, действующая на внешнюю поверхность; Лаз — осевая сила, действующая на поверхность рабочего колеса с диаметром 0з' ', Вал „„- динамическая осевая сила. Суммарная осевая сила ~гт ~а! Ваз ~глин Ваз' Сила Я„определяется в предположении, по статическое давление газов между сечениями 1-1 и 2-2 меняется по линейному закону от значеннярю до Рз. Тогда имеет место соотношение (11.19) Р,— г, г0, -р,1 где А, =Р, —, .О,; В, = Р, — О, 1З,-Д, В„= —" (Оз, -21*,) р,; (11.20) я рз 13з Рз. гз 4 (11.21) 271 Изменение давления газов в осевом зазоре Ьзз и давления в сечении 2-2 также хорошо аппроксимируется линейным законом.
Однако надежное определение давления рз представляет собой сложную проблему, кроме того, известно, что изменение давлений в сечении 2 — 2 и в осевом зазоре Ьгз незначительно. Это позволяет с приемлемой степенью точности оценить значения осевых снл Я з и Я з, полагая давление газов равно- распределенным. Соответствующие расчетные формулы имеют вид Формула (11.21) пригодна для расчета рабочего колеса турбины расположенного консольно. В случае его неконсольного расположения составляющая /1 определяется следующим образом: /1гз = (Рг Рг )Рг ° (11 22) Если рабочее колесо центростремительной турбины имеет покрывной диск, то на него дополнительно действуют две составляющие осевой силы, а именно: /1 4 — осевая сила, действуилцая на внутреннюю (с лопатками) поверхность покрывного диска; /1 — осевая сила, действующая на наружную поверхность покрывного диска.
Суммарная осевая сила /'гт ~г! ~гз ~гз / глин ~гг / г4' Илнпри/т,4 = — /тгг имеем ~гт /~гз ~гз ~алии / гг' При наличии уплотнения на поверхности колеса с диаметром Рг можно полагать, что в зазоре между корпусом турбины и покрывным диском имеется давление р,. Тогда осевая сила (11.23) /сгз = — (Р1 — Рг)рг ° А если уплотнение отсутствует, то можно принять линейный закон распределения давления в зазоре.
В этом случае значение осевой силы Яг определяется точно так же, как значение силы /1 г г (см. рис. 11.19) . ЙИСК ГИЛРОДИНАМИЧЕСКОГО УПЛОТНЕНИЯ Диск гидродинамического уплотнения создает уплотнительный эффект путем удержания определенного перепада давлений, поэтому на нем возни. кают осевые силы. На рнс. 10.36 дана схема уплотнения. Осевая сила, действующая на диск уплотнения, складывается из следующих составляющих: /1„— осевая сила от давления р,„действующего на кольцевую площадь диска между радиусами Р„/2 н г/ /2; /1 — осевая сила от давления р в пространстве, занятом жидкостью.
гг действующего на кольцевую плошадь диска между радиусами Р,/2 н Рим/2 тсгг — осевая сила от давления ри в осевом зазоре, действующего на поверхность диска без лопаток. 272 Суммарная осевая сила Втим =)2гг+Дтт — 71.3 Составляющие осевой силы могут быль легко определены путем интегрирования давлений, действующих на диск по соответствующим плошадям. В результате получим (11.24) (11.25) 71 э — — р„— (Р э — с( а ), (11.26) где ул — коэффициент закрутки жидкости лопатками диска, ря 0,9...0,95.
При полностью заполненном жидкостью импеллере, что соответствует максимальному перепаду давлений (р„— р„), выполняется условие Ы = Рг. Полагая, кроме того, ра = 1,О, получим формулу для осевого усилия на диске импеллера: КОМПЕНСАЦИЯ ОСЕВЫХ СИЛ Осевые силы, возникающие на элементах ротора ТНА, воспринимаются соответствующими участками вала, а векторная сумма этих снл — радиально-упорным подшипником. Основная задача компенсации осевых сил заключается в снижении суммарной осевой силы до определенного уровня исходя из условий долговечности радиально-упорного подшипника. В ряде случаев возникает также задача уменьшения отдельных составляющих осевой силы по условию прочности вала. Возможными конструктивными способамн компенсации осевых сил на роторе ТНА являются: 1) уменьшение или полное исключение осевых сил, которое достигается: а) использованием насосов с двухсторонним входом; б) выравниванием сил давления с обеих сторон рабочего колеса насоса; подбором определенного соотношения между диаметрами внутренних уплотнений насоса; введением радиальных лопаток на тыльной стороне рабочего колеса; 273 использованием активной турбины; 2) изменение компоновочной схемы ТНА.
Данный способ включаа следующую группу мероприятий: изменение взаимного расположения насосов и турбины; изменение взаимной ориентации насосов и турбины; изменение взаимной ориентации ступеней многоступенчатого насоса. Ф 3) использование автоматического разгрузочного устройства. Во многих случаях оказывается целесообразным использовать дла разгрузкя ротора комплекс указанных способов. Наиболее удобным и эффективным способом компенсации являетса изменение соотношения между диаметрами внутренних уплотнений Р„ У! и Р, . колеса насоса,- позволяющее изменять значение осевой силы в шире. ких пределах.
Исключение осевой силы в насосе вследствие перехода на насос с двухсторонним входом основано на том, что в силу симметрии рабочего колеса насоса с двухсторонним входом относительно срединной плоскости его основного диска осевая сила теоретически равна нулю. Однако когда по условиям работы подшипников требуется иметь на насосе с двухста ронним входом определенное значение осевой сильк изменяют диаметр одного из внутренних уплотнений насоса. В этом случае осевая сила яа пасоса (11.28) где Р,, — диаметр переднего внутреннего уплотнения рабочего колеса; Р „э — диаметр заднего внутреннего уплотнения. Изменение компоновочной схемы ТНА позволяет менять распределение осевых сил по длине вала, оставляя постоянными значения этих сип.
Таким образом, удается менять как эпюру осевых сил по длине вала, так н значение осевой силы, приложенной к радиально-упорному подшипнику. Данное обстоятельство иллюстрируется примером, изображенным на рис. 11.4. Компенсация осевых сил является не единственным условием, а одним из комплекса условий, которые учитываются при выборе компоновочной схемы ТНА, что подробно рассмотрено в равд. 10.2. Следует отметить, что рассмотренные мероприятия обеспечивают эффективную компенсацию осевых сил только на установившейся рабочей частоте вращения ротора.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
