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

давления поступает по трубке через дроссель 2 в зазор пары тре­ ния 1 (см. рис. 48, а). С уменьшением зазора его сопротивление вытеканию жидкости повышается, расход жидкости по трубке па­ дает, следовательно, уменьшается перепад давления на дросселе и увеличивается давление жидкости в зазоре уплотнения. При

г — ступенчатый зазор

этом появляется гидростатическая сила, препятствующая уменьшению зазора. Таким образом, слой жидкости в зазоре уплотне­ ния имеет гидростатическую жесткость.

В качестве дросселей используют капилляры, диафрагмы; дросселем может быть сам зазор уплотнения благодаря ступенчатой

трения. При этом жидкость может подаваться из специального резервуара или может быть исполь­ зована рабочая жидкость повышенного давления (штриховые линии на рис. 48, б). Назначение клапана 3 — поддерживать по­ стоянный расход жидкости, поступающей в зазор уплотнения. При использовании объемного насоса, полный расход которого подается в уплотнение, установки клапана не требуется. Для обе­ спечения угловой гидростатической жесткости слоя жидкости необходимо устройство камер на поверхности трения (см. рис. 50)

60

с подачей жидкости в каждую камеру отдельным насосом (или секцией одного насоса).

Кроме описанных схем применяют также схему с подачей жидкости от насоса и дроссельным регулированием зазора (см.

рис. 20).

Обычно расчет гидростатических уплотнений проводят для ламинарного режима течения в зазоре. При этом есть различие в методиках расчета уплотнений с дросселирующими зазорами (см. рис. 49, в, г) и уплотнений с отдельными дросселями и каме­ рами на поверхности трения (см. рис. 49, а, б и 50). В первом слу­ чае благодаря простой форме зазора и осевой симметрии задачу о течении вязкой несжимаемой жидкости по зазору удается решить аналитическим путем и даже учесть влияние сил инерции от вра­ щения [63, 64].

Согласно этим расчетам при течении жидкости от центра к пе­ риферии для ступенчатого и сужающегося зазоров силы инер­ ции увеличивают гидростатическую жесткость слоя, а при обрат­ ном течении — уменьшают ее.

При расчете уплотнений с дросселирующими зазорами удается аналитически оценить также влияние переменности зазора в на­ правлении окружности колец (например, при угловом смещении одного кольца пары трения относительно другого).

Для расчета характеристик гидростатических уплотнений с от­ дельными дросселями и камерами из-за сложности их геометри­ ческой формы используют либо численные методы, либо прибли­ женные аналитические методы и методы моделирования.

При исследовании распределения давления и скоростей тече­ ния в зазоре уплотнения приближенными аналитическими мето­ дами используется суперпозиция решений для течений с более про­ стыми граничными условиями по давлению. Это возможно благо­ даря линейности дифференциальных уравнений движения жидко­ сти в ламинарном режиме.

Исследования в МЭИ и ВНИИГидромаше показали также, что гидродинамические характеристики уплотнения с камерами с до­ статочной точностью определяются без учета концевых влияний камер, принимая, что течение в зазоре уплотнения чисто радиаль­ ное.

Достаточно точен и прост метод электрогидродинамической аналогии (ЭГДА), широко используемый во многих гидродинами­ ческих, тепловых и других задачах.

Распределение давления исследуют на модели поверхности трения уплотнения, выполненной в увеличенном масштабе из токопроводящей бумаги. Наружную и внутреннюю границы по­ верхности, а также камеры выполняют из медной фольги, так как они имитируют области постоянного давления, а следовательно, постоянного напряжения. К границам и камерам подводят раз­ личные напряжения и на токопроводящей бумаге получают на­ пряжения, фиксируемые с помощью щупа и гальванометра. По

61

точкам строят эпюру распределения напряжений, моделирующую

внекотором известном масштабе эпюру распределения давлений

взазоре уплотнения.

Гидродинамический расчет уплотнения с камерами, используя ЭДГА, проводят следующим образом (см. рис. 49, а). Все зависи­ мости удобно представить в безразмерном виде и в функции отно­ шения давления в камерах к давлению перед уплотнением p j p „, как это делают для гидростатических подшипников [68]. Примем, например, что сопротивление дросселя выражается той же зави­ симостью, что и для отверстия с острыми кромками (диафрагма). Внешние силы, действующие на кольца пары трения от пружины и давления жидкости, должны уравновешиваться гидростатичес­ кой силой W в зазоре уплотнения.

По распределениям давления при различных значениях рк/р0 определенным на приборе ЭГДА, находят зависимости гидроста­ тической силы W и расхода из камер qK в зазор уплотнения от

расход qK.

Расход утечки через уплотнение q вычисляют для полученных значений h и рк/р0 по соответствующей эпюре распределения давления в зазоре.

Из системы уравнений (35)—(37) получают зависимость для гидростатической осевой жесткости уплотнения dW/dh. Угловую гидростатическую жесткость dWIda уплотнения можно найти, если в приборе ЭГДА применить проводящую бумагу перемен­ ной толщины, имитируя таким образом переменную величину зазора.

Как осевая, так и угловая гидростатические жесткости торцо­ вого уплотнения определяют устойчивость величины его зазора и, следовательно, устойчивость работы уплотнения при действии каких-либо возмущающих сил. Они являются весьма важными характеристиками уплотнения. В работе [40] проведено сравне­ ние гидростатической жесткости уплотнений с отдельными каме­ рами, со ступенчатым и сужающимся зазорами. Расчеты произ­ ведены численно.

На рис. 51 показаны формы зазоров уплотнений и соответствую­ щие зависимости осевой и угловой гидростатической жесткости

62

от величины зазора (минимального). Наибольшую гидростати­ ческую жесткость имеет уплотнение с камерами.

Дальнейший анализ показал также, что гидростатические ха­ рактеристики этого уплотнения в наименьшей степени изменяются при нарушениях формы трущихся поверхностей вследствие их деформации или местного износа.

Зависимости гидростатической жесткости от величины зазора и угла поворота для торцового уплотнения с четырьмя камерами

Рис. 51. Формы зазоров и зависимости осевой и угловой жестко­ сти от величины зазора гидростатических уплотнений: а — с дрос­ сельным регулированием и четырьмя камерами; б — со ступенча­ тым зазором; в — с сужающимся зазором [40]

приведены в работе [38]. Если сравнивать гидростатические жесткости торцовых уплотнений с камерами, имеющими различ­ ные устройства для регулирования зазора, то наибольшую жест­ кость имеет система с постоянным расходом, а наименьшую — с капиллярным регулированием зазора [68].

Выше не была дана оценка влияния переменности вязкости и действия сил инерции вращения на распределение давления и скорости течения в зазорах гидростатических уплотнений. Пе­ ременность вязкости слоя жидкости вызывается неравномерностью распределения температуры. Зависимостью вязкости жидкости от давления можно пренебречь, так как давление в гидростати­ ческих уплотнениях сравнительно невелико.

Для оценки влияния переменности вязкости можно восполь­ зоваться данными работы [45]. В ней рассмотрено течение несжи-

63

маемой жидкости с вязкостью, зависящей от давления и темпера­ туры, в зазоре гидростатического подпятника при неподвижном вале. В общем виде показано, что для адиабатического режима течения (без отвода тепла через стенки) распределение давления и гидростатическую силу при переменной вязкости можно найти

Рис. 52. Схема к задаче о течении в зазоре уплотне­ ния несжимаемой жидкости с учетом переменной вяз­ кости и сил инерции

преобразованием соответствующих известных выражений с по­ стоянной вязкостью.

Одновременная оценка влияния сил инерции и переменной вязкости в плоском кольцевом зазоре (рис. 52) торцового уплот­ нения проведена в работе [9]. При решении этой задачи принимали, что вязкость жидкости зависит от температуры по гиперболичес­ кому закону и температура слоя линейно возрастает от наружного радиуса пары к внутреннему (в направлении течения).

Приводим исходные дифференциальные уравнения с гранич­

64

членами, содержащими угловую скорость со и параметр х. Если вязкость падает в направлении течения жидкости, то эпюра рас­ пределения давления становится более вогнутой, если возрастает ■— более выпуклой, чем эпюра для постоянной вязкости жидкости.

ПАРЫ ТРЕНИЯ С ГИДРОСТАТИЧЕСКИ-ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМ УРАВНОВЕШИВАНИЕМ ТРУЩИХСЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Выше отмечено, что гидростатические уплотнения, у которых дросселирующим элементом является сам зазор пары трения, не имеют достаточно высокой гидростатической жесткости в отноше­ нии угловых перемещений. Существует опасность касания краев

П оверхност ь т рения

пары трения. При низких перепадах давления жидкости, например при работе на режимах низкого давления уплотнений валов глав­ ных циркуляционных насосов АЭС, гидростатические силы в за­ зоре пары могут стать соизмеримыми с динамическими силами, силами трения вспомогательных уплотнений и т. п. Чтобы избе­ жать задиров в паре трения в этих случаях, можно применять

дополнительно гидродинамическое уравновешивание пары. Такие уплотнения называем гидростатически-гидродинамическими.

Представляет интерес одна из конструкций указанных уплот­ нений, разработка и исследование которой описано в работе [47]. Гидростатическое уравновешивание пары трения обеспечивается

рис. 53, может работать без кон­ такта трущихся поверхностей как при малых перепадах давле­ ния, так и при малых скоростях вращения вала (рис. 54). Для обеспечения такой работы уплотнения отклонение от плоскост­ ности поверхности кольца должно составлять около 1 мкм при глубине спиральных канавок около 3 мкм.

В работе [47] показано, что уплотнения такого типа работают устойчиво как на газах, так и на жидкостях (вода) при частоте

ПРИНЦИП МИНИМАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ПРИ РАСЧЕТЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ И ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ПАР ТРЕНИЯ

Гидродинамическое и гидростатическое уравновешивание пар трения преследует цель увеличить зазор между трущимися по­ верхностями, чтобы сократить потери на трение и уменьшить их износ. Однако при этом значительно увеличиваются утечки жидко­ сти. Теряемая с утечками жидкости мощность пропорциональна их расходу и перепаду давления в уплотнении.

Таким образом, суммарная мощность, теряемая в паре трения торцового уплотнения, приблизительно выражается следующим образом:

66

Первое слагаемое, определяющее мощность жидкостного тре­ ния, обратно пропорционально величине зазора, а второе — мощ­ ность утечки, пропорционально кубической степени зазора. От­ сюда минимальное значение N при

(46)

Вобычных торцовых уплотнениях мощность утечки значи­ тельно меньше мощности трения, а величина зазора в паре трения является переменной и практически нерегулируемой.

Вгидродинамических и особенно в гидростатических уплотне­ ниях величину зазора можно регулировать в широких пределах изменением некоторых элементов их конструкций.

Вряде случаев целесообразно проектировать уплотнения с оп­ тимальными зазорами аналогично гидростатическим подшипникам [68]. Это было сделано, например, при разработке гидродинами­ ческого уплотнения рабочего колеса центробежного насоса [22].

Найденный по выражению (46) зазор может оказаться слишком малым, чтобы избежать касания трущихся поверхностей колец пары трения. В этом случае приходится увеличивать зазор, что сопровождается повышением затрачиваемой на уплотнение мощности.

БАЛАНС ТЕПЛА И ТЕМПЕРАТУРЫ ПАРЫ ТРЕНИЯ

Выше для торцовых уплотнений различных типов были установ­ лены гидродинамические зависимости, связывающие их силовые и другие характеристики с физическими параметрами жидкости

взазоре пары трения. Чтобы получить замкнутую систему урав­ нений для полного определения указанных характеристик, необ­ ходимо к имеющимся уравнениям добавить уравнение баланса тепла в уплотнении. Оно позволяет найти температуру жидкости

взазоре уплотнения. Далее по эмпирической зависимости вяз­ кости жидкости от температуры определяют ее вязкость в зазоре

уплотнения. Обычно изменением плотности, теплопроводности и других параметров жидкости в зависимости от температуры можно пренебречь. Однако для газов приходится учитывать и эти зависимости, используя уравнение состояния газа.

Систему уравнений при совместном гидродинамическом и те­ пловом расчете торцового уплотнения необходимо решать методом последовательных приближений, как это делают при расчете под­ шипников.

Основными источниками тепла, выделяющегося в уплотнении, являются трение в паре и трение вращающихся частей уплотнения в уплотняемой среде. Выделением тепла в результате вибраций

и трения вспомогательных элементов (резиновые кольца, ман­ жеты, сильфоны, мембраны, пружины, поводки и пр.) можно пренебречь ввиду его незначительности.

В большинстве конструкций торцовых уплотнений тепло, выделяющееся в паре трения, значительно превосходит тепло, выделяющееся в результате трения в среде. Однако при больших частотах вращения вала (10 000—30 000 об/мин) и сравнительно малых перепадах давления (до 10 кгс/см2) наблюдается обратная картина [20].

Для составления уравнения баланса тепла рассмотрим, как отводится тепло от пары трения уплотнения (рис. 55).

В торцовых уплотнениях с обыкновенными парами трения утечки жидкостей невелики (от долей до десятков кубических сан­ тиметров в час, и поэтому отводом тепла с утечками можно пре­ небречь. В уплотнениях с гидродинамическими и особенно гидро­ статическими парами трения отвод тепла с утечками до сотен лит­ ров в час существенно влияет на температуру пары трения.

Большая часть тепла, выделяющегося в паре трения, отводится

вжидкость, окружающую уплотнения, благодаря теплопровод­ ности колец пары. Значительно меньшая часть тепла отводится

ввоздух за уплотнением. Для уплотнений, работающих на газах, оба тепловых потока могут быть одного порядка по величине. Как правило, тепловой поток в результате теплопроводности деталей (вал, корпус, крышка и т. и.), находящихся в непосредственном контакте с деталями уплотнения, значительно уступает по вели­

чине тепловому потоку в жидкость.

Запишем выражения для отмеченных выше тепловых потоков. В соответствии с рис. 55 тепло Q, выделяющееся в единицу

68

времени в паре трения, составляет (в ккал/с)

Тепло, выделяющееся при трении деталей уплотнения в жидко­ сти, можно приближенно определить, если воспользоваться вы­ ражениями для коэффициентов сопротивления вращению диска и цилиндра в камере [14]. К дискам можно отнести вращающиеся кольца торцовых уплотнений с неподвижными упругими элемен­ тами (см. рис. 11), а к цилиндрам — детали уплотнений с вращаю­ щимися упругими элементами (см. рис. 8).

Тепло, выделяющееся в единицу времени при трении деталей

где Пц, /ц — осредненные диаметр и длина цилиндрической части уплотнения.

Аналогично тепло, выделяющееся при трении деталей, близ­ ких по форме к диску,

совпадают с измеренными экспериментально (рис. 56). Выделение тепла резко возрастает при угловой скорости вращения более 400 1/с. Экспериментальных данных относительно трения уплот­ нений в жидкости весьма мало, так как его трудно отделить от трения в зазоре пары. На рис. 57, а и б показаны два уплотнения, мощность трения которых в воде и масле определяли экспери­ ментально (табл. 2 [60]). Уплотнение, показанное на рис. 57, а, потребляет мощность большую, чем уплотнение на рис. 57, б, из-за большего вихреобразования в камере. С ростом скорости вращения и вязкости жидкости потери на трение значительно уве­ личиваются. В частности поэтому для высоких скоростей вращения валов и особо вязких жидкостей применяют уплотнения с непод­ вижным упругим элементом.

69