книги из ГПНТБ / Голубев, А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов

уплотнении величина объемного расхода утечки обычно не пре­ вышала 30 см3/ч, то через уплотнение с волнистостью — 1 мкм и более утечка составляла сотни кубических сантиметров в час при сравнительно небольших перепадах давления. Создаваемая волнистостью колец гидродинамическая сила обеспечивает лучшие условия трения, однако это значительно увеличивает утечки жид­ кости. Кроме того, изготовление уплотнений с заданной волни­ стостью связано со значительными технологическими трудностями, а при эксплуатации волнистость может изменяться (в результате

износа, деформаций и других при­

что слой жидкости в зазоре пары трения непрерывен и жидкость полностью заполняет пространство по обе стороны пары трения.

Для пояснения описанного явления рассмотрим рис. 36. Одно из колец пары трения вращается с эксцентриситетом относительно другого кольца, и их поверхности трения непараллельны. Допу­ стим, что плоскость относительного наклона поверхностей пер­ пендикулярна плоскости чертежа и совпадает с диаметром кольца а—а. В этом случае кольцо, вращаясь с эксцентриситетом отно­ сительно центра, захватывает жидкость по границе с увеличенным зазором и пропускает по границе с уменьшенным зазором. Расход жидкости от периферии к центру больше обратного расхода и происходит притекание жидкости к центру кольца. Противополож­ ная картина будет наблюдаться, если наклонить поверхности колец в обратном направлении или придать обратное вращение кольцу. Очевидно описанный эффект возникает и при волнистых поверхностях колец. Порядок величины объемного расхода утечки жидкости для случая, показанного на рис. 36, можно определить по формуле

Таким образом, расход утечки зависит лишь от геометрии пары и скорости вращения кольца.

50

При некотором перепаде давления, действующем на пару тре­ ния в направлении, противоположном действию описанного эффекта, от величины этого перепада будут зависеть направление и величина суммарной утечки (она может, в частности, быть рав­ ной нулю).

Оценка величины напряжений силы жидкостного трения т в зазоре уплотнения, вызывающих описанную утечку жидкости, показывает, что при работе на воде в нормальных условиях они могут соответствовать перепаду давления в несколько атмосфер. При работе уплотнений на маслах и других более вязких жидко­ стях величина напряжений силы трения будет значительно больше.

или отрицательной гидродинамической силы в зазоре пары вслед­ ствие переменной скорости скольжения кольца в различных точ­ ках его поверхности. Однако из-за малой величины эксцентриси­ тетов в конструкциях уплотнений величина этих сил мала и их влияние на работу пары трения незначительно.

При работе пар трения с волнистой поверхностью на газах кавитация невозможна. В расширяющихся частях зазора плот­ ность газа будет ниже, чем в сужающихся. По аналогии с газо­ выми подшипниками можно заключить, что гидродинамическая сила в таких парах трения существует всегда , но она значительно меньше, чем при работе на жидкостях, из-за низкой плотности газов. Эту силу нужно учитывать при скоростях скольжения, исчисляемых десятками метров в секунду (например, в турбо­ компрессорах, газовых турбинах).

Используя аналогию с газовыми вибрационными подшипни­ ками, можно отметить, что осевые вибрации колец пары трения, работающей на газе, создают гидродинамическую силу и при от­ сутствии волнистости поверхностей.

Особенности работы пар трения на газах позволили некоторым исследователям объяснить возникновение гидродинамической силы в парах трения в условиях частичной кавитации слоя жид­ кости, свойством сжимаемости образующейся газожидкостной эмульсии.

Пары трения с рабочей поверхностью в форме гидродинамического подпятника

Эффективным средством создания условий гидродинамического трения в торцовых уплотнениях является использование в их парах поверхностей, аналогичных по формам несущим поверх­ ностям гидродинамических упорных подшипников. Такие гидро­ динамические торцовые уплотнения применяют, например, в круп­

[2 ]. Уплотнение работает на масле, подаваемом в зазор пары тре­ ния. Тем самым создаются усло­ вия уплотнения зазора для удержания водорода и обеспе­ чивается смазка и отвод тепла от пары трения. Рабочая по­ верхность пары трения состоит из уплотняющей и опорной ча­ стей (рис. 38).

На последней выполнены разделенные перемычками на­ клонные площадки, создающие гидродинамическую силу в за­ зоре. Смазка к уплотняющей и опорной поверхностям подво­ дится под давлением через от­ верстия и канавки. Уплотнение имеет достаточно большую гид­ родинамическую жесткость, яв­ ляющуюся производной зави­ симости сила—зазор. Наличие отдельных наклонных участков на опорной поверхности обеспе­

чивает и достаточную гидродинамическую жесткость пары тре­ ния по угловому перемещению (на перекос). Такие уплотнения работают при давлении водорода до 2 кгс/см2, скорости скольже-

Рис. 38. Рабочая поверхность пары трения уплотнения турбо­ генератора ТВС 30 [2]

ния в паре трения до 90 м/с. При этом зазор в уплотнении до­ стигает нескольких сотых долей миллиметра, т. е. он того же порядка, что и в подшипниках скольжения.

52

Таким образом, и по форме, и по рабочему процессу подобные торцовые уплотнения весьма близки к подшипникам скольжения.

При высоких скоростях скольжения в парах трения с относи­ тельно большими зазорами, как и в подшипниках, возможен переход от ламинарного режима течения к турбулентному. Ре­ жимы турбулентного течения уже достигнуты в гидродинамичесских уплотнениях, применяемых для герметизации валов совре­ менных газовых турбин. Эти уплотнения работают на газовой смазке при скоростях скольжения до 150 м/с.

Н '---- -и

Рис. 39. Уплотнение газовой турбины [76]:

1 — поршневое кольцо (вторичное уплотнение); 2 — корпус; 3 — уплотняющая поверхность; 4 — ступенчатый подшипник; I — гидростатическая закрывающая сила; II — открывающая сила

Результаты расчета и экспериментального исследования одного из них (рис. 39) приведены в работе [76]. По конструкции пары трения уплотнение аналогично показанному на рис. 38. Поверх­ ность пары трения состоит из опорной (внутренней) и уплотни­ тельной (наружной). Опорная поверхность выполнена в виде сту­ пенчатого подпятника Рэлея.

При некоторых значениях перепада давления в этом уплотне­ нии наблюдали переход от дозвукового течения в зазоре к сверх­ звуковому. При дальнейшем увеличении перепада давления или зазора происходил переход от ламинарного режима течения к тур­ булентному.

Расчеты показали, что эти переходы сопровождаются отрица­ тельной гидродинамической жесткостью слоя газа и, как следствие, вибрацией поверхностей пары трения и неустойчивостью работы уплотнений с обыкновенными парами трения. Исключить это удалось применением гидродинамических пар трения описанной выше формы, благодаря чему создается положительная гидроди­ намическая жесткость слоя газа. Утечки газа близки к расчет­ ным, поэтому и величину зазора можно считать близкой к расчет­ ной (порядка сотых долей миллиметра).

53

Условия работы описанных выше уплотнений сходны с усло­ виями работы подшипников. Для их исследования и расчета можно поэтому использовать богатейший материал по исследованию под­ шипников скольжения (гидродинамических, газовых, на турбу­ лентной смазке).

При расчете подшипников применяют аналитические, числен­ ные методы и моделирование. Наиболее широко используют чи­ сленно-аналитические и численные методы, позволяющие рассчи­ тывать с большой точностью гидродинамические характеристики слоя жидкости.

Большое число таблиц и графических зависимостей, рассчи­ танных для подшипников указанными методами, можно исполь­ зовать для расчета гидродинамических уплотнений.

Расчет гидродинамических уплотнений преследует цель опре­ делить такие формы и соотношения размеров опорной и уплотняю­ щей поверхностней, при которых их ширина была бы минималь­ ной, а гидродинамическая жесткость для принятой величины за­ зора — максимальной. С увеличением гидродинамической жест­ кости величина зазора может быть уменьшена, если это допустимо по условиям охлаждения пары трения. Зависимость гидродина­ мической силы от величины зазора, по которой определяется гидро­ динамическая жесткость, для различных форм опорной поверх­ ности (наклонной, ступенчатой, параболической) близка к обрат­ ной квадратической зависимости. Помимо гидродинамической жесткости существенное значение имеет и абсолютная величина гидродинамической силы. Хотя уменьшение радиальных размеров рабочей поверхности и выгодно в отношении уменьшения габари­ тов уплотнения, снижения интенсивности тепловыделения, а, соответственно, и влияния температурных деформаций, но разви­ ваемая при этом гидродинамическая сила в паре быстро убывает (влияние уменьшения площади действия давления и увеличения утечек в радиальных направлениях.). Уменьшать величину гидро­ динамической силы ниже определенного предела нежелательно из-за увеличения влияния других сил (сил пружин, трения, инер­ ционных, гидростатических) на работу пары трения.

Пары трения с термогидродинамическим расклиниванием поверхностей

Эффект термогидродинамического расклинивания трущихся по­ верхностей можно в значительной степени усилить, если одну из поверхностей снабдить канавками, сообщающимися с областью повышенного давления рабочей жидкости, или придать ей спе­ циальную форму. Это явление было впервые обнаружено в упор­ ных подшипниках с плоскими опорными поверхностями и ради­ альными канавками. Торцовые уплотнения с парами трения, снаб­ женными канавками, которые можно назвать термогидродинами­ ческими, применяет фирма Бургман (ФРГ). Данные зарубеж­

54

казали, что работоспособность пары трения зависит в основном от соотношения между радиальной протяженностью канавок и всей шириной трущейся поверхности пары. Форма канавок (рис. 40) принципиального значения не имеет, но предпочтительна одна из форм на рис. 40, б и в, при которых попадание твердых частиц из канавки в зазор уплотнения менее вероятно. Зависимость коэф­ фициента трения уплотнения от отношения alb приведена на рис. 41 [60]. Из рисунка видно, что введение канавок резко снижает коэффициент трения, т. е. создает режим трения, близкий к жид­ костному на всем диапазоне изменения давления. Расчет коэффи­ циентов трения на рис. 41 сделан в предположении, что давление жидкости в зазоре уплотнения равно нулю [60].

Эксперименты, проведенные во ВНИИГидромаше с термоги­ дродинамическим уплотнением (рис. 42) на воде при давлении до 160 кгс/см2, 3000 об/мин вала диаметром 100 мм, также показали, что коэффициент трения уплотнения составляет несколько сотых долей единицы и износ пары трения практически отсутствует. Утечка через уплотнение при неподвижном вале не наблюдалась, а при вращении составляла до 1 л/ч.

Термические деформации трущихся поверхностей при наличии канавок удавалось наблюдать по цветам побежалости на поверх­ ности металлического кольца при испытаниях на воде термогидро­ динамического уплотнения с парой трения сталь—углеграфит.

Расположение поверхностей перегрева на рис. 43 относительно направления вращения кольца, показанного стрелкой, подтвер­ ждает, что наибольшее сближение трущихся поверхностей проис­ ходит на выходе из участков щели между соседними канавками

[60].

Косвенным подтверждением наличия термогидродинамичес­ кого эффекта в таких парах трения является также резкое возра­ стание утечек жидкости и уменьшение момента трения после пуска уплотнений в работу по сравнению со статическим состоянием.

Методов расчета термогидродинамических уплотнений нет, и их разрабатывают эмпирическим путем.

Для оценки характеристик таких уплотнений можно было бы использовать методику расчета термогидродинамического эффекта

вобыкновенных парах трения. В данном случае, однако, нельзя использовать приближенные зависимости (18)—(22), так как они были получены из условия малости отношения изменения зазора

втангенциальном направлении к среднему зазору. Ввиду больших расстояний между канавками для термогидродинамических

уплотнений это не справедливо.

Кроме того, для термогидродинамических пар трения необхо­ димо рассматривать пространственную задачу. Решение такой задачи методом последовательных решений даже с использованием

55

высокоскоростных вычислительных машин и методов моделирова­ ния весьма сложно.

В работе [49] рассмотрена более простая плоская задача о термогидродинамическом эффекте в упорном подшипнике с ра­ диальными канавками. Здесь применен метод последовательных

Рис. 44. Формы поверхности трения, обеспечивающие термогидродинамическое расклинивание:

а — эксцентричная; б, в — овальная

решении и использована высокоскоростная вычислительная машина. Доказано, что температурные деформации трущейся поверх­ ности играют основную роль в создании условий гидродинами­ ческого трения в зазоре подпятника.

Кроме описанных, к термогидродинамическим относятся уплотнения, пары трения которых имеют поверхность трения либо смещенную эксцентрично отно­ сительно оси вращения, либо овальной формы (рис. 44).

Можно также с достаточным основанием утверждать, что в парах трения с волнистыми или непараллельными поверхностя­ ми (при отсутствии эксцентрич­ ности или овальности) должен возникать термогидродинами­ ческий эффект. Для пояснения сказанного обратимся к рис. 45, на котором показано рас­ пределение давления в зазоре

пары трения с непараллельными поверхностями. Принимаем, что слой жидкости в зазоре пары непрерывен. Как было пока­ зано для пар трения с волнистой поверхностью, гидродинами­ ческая сила в такой паре отсутствует, так как избыточное давление в сужающейся части зазора компенсируется разреже­ нием в расширяющейся части зазора. При этом считают, что температура жидкости в зазоре пары постоянна.

Если теперь учесть, что в расширяющуся часть зазора втекает более холодная жидкость и, протекая по зазору, нагревается, на­

57

воды 100 кгс/см2 и 3000 об/мин вала диаметром 70 мм поверхности трения были блестящими без следов износа (рис. 47). Утечки через уплотнения составляли до 60 см3/ч.

ПАРЫ ТРЕНИЯ С ГИДРОСТАТИЧЕСКИМ УРАВНОВЕШИВАНИЕМ ТРУЩИХСЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Принцип гидростатического уравновешивания пар трения торцо­ вых уплотнений взят из теории гидростатических подшипников, которые получают все более широкое распространение. Теория и расчет таких подшипников сравнительно просты и достаточно разработаны (см., например, работу [68]).

Область применения гидростатических уплотнений прибли­ зительно совпадает с областью применения гидродинамических

Рис. 48. Схемы гидростатического торцового уплотнения с дросселем (а) и с насосом (б)

торцовых уплотнений, однако является более узкой. Это в основ­ ном уплотнения циркуляционных и питательных насосов атомных, тепловых электростанций и уплотнения валов крупных турбоком­ прессоров, т. е. уплотнения, работающие при высоких давлениях и скоростях скольжения (группа IV, pV > 500 кгс/см2. м/с).

При гидростатическом уравновешивании колец пары трения гидростатическая сила в зазоре пары возрастает с уменьшением зазора и наоборот. В отличие от гидродинамического уравновеши­ вания пары трения гидростатическое уравновешивание не зависит или точнее мало зависит от скорости скольжения.

Зазор в гидростатических парах трения изменяется от 5 до 20 мкм и более.

На рис. 48 даны две принципиальные схемы гидростатических уплотнений. При гидростатическом регулировании зазора с по­ мощью дросселя уплотняемая жидкость из полости повышенного

59