книги из ГПНТБ / Макаров Г.В. Уплотнительные устройства

Глава I V

БЕСКОНТАКТНЫЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ УПЛОТНЕНИЯ

23. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ

Для герметизации зазоров между валом и корпусом агрегата при больших скоростях вращения вала (v = 30-f-150 м/с) и срав­ нительно больших давлениях жидкости (р = 40ч-100 кгс/см2 ) может быть применен гидравлический затвор, создаваемый дей­ ствием центробежных сил, возникающих при вращении неболь­ шого объема жидкости крыльчаткой, насаженной на валу.

Так как при работе центробежного уплотнения выделяется тепло, то для его отвода должен быть предусмотрен небольшой постоянный перепуск рабочей жидкости.

Для исключения утечки жидкости через зазор между лопат­ ками крыльчатки и корпусом, в последнем предусмотрены вы­ ступы, а в крыльчатке — круговые канавки.

С увеличением числа лопаток улучшается стабилизация поверхности раздела газ—жидкость и уменьшается потребляемая

Давление в полости В при отсутствии утечки жидкости соз­ дается только за счет центробежных сил при вращении жидкости со средней угловой скоростью со2 .

Давление на линии СС в полости В

Рв = Рвц = '-щ- (4 (R2 — г\),

где у объемный вес жидкости, г 2 — переменное значение уровня жидкости в полости В.

126

Для отсутствия утечки жидкости через уплотнение необходимо обеспечить равенство рл = рв или

Откуда, запираемое рабочее давление

- / ? ) ] .

Рис. 75. Эскиз к расчету' центробежного уплотнения

Для более эффективной работы уплотнения необходимо умень­ шать ©!, и увеличивать <в2.

Для увеличения со2 вводятся прорези на диске-крыльчатке для принудительного вращения жидкости и уменьшается боковой зазор в полости В,

Задаваясь двумя из'этих величин, например р и г2 , определим необходимую угловую скорость вращения диска сод для создания гидравлического затвора. Если зазор между диском и кожухом мал, то жидкость будет вращаться со средней угловой скоростью, примерно равной угловой скорости диска. При наличии некото­ рого зазора между диском и кожухом средняя угловая скорость

жидкости в этой полости будет меньше, чем угловая скорость диска сйд, но больше, чем

При наличии радиальных ребер высотой t (вдоль оси вала), согласно рекомендаций [75],

— т Р - О + т ) .

где / — расстояние между стенкой кожуха и диском (включая t).

При опытах с центробежными уплотнениями [2] это выраже­ ние имело значение, равное ~ 0,75, а по данным работы [106], 0,8—1,0. Допускаемое рабочее давление жидкости зависит от угловой скорости вращения крыльчатки, от радиальных размеров слоя жидкости R и г ъ от высоты ребер и величины торцовых за­ зоров между диском и кожухом. Центробежное давление р ц ' н е зависит от ширины кольца жидкости. Так как жидкость, нахо­ дящаяся в полости уплотнения, сообщается через зазоры с жидко­ стью в основной рабочей полости, то при увеличении центробеж­ ного давления часть жидкости будет выжиматься обратно в рабо­ чую полость, а при малом числе оборотов жидкость будет из ра­ бочей полости устремляться в полость уплотнений, т. е. объем жидкости в полости уплотнений (он зависит "от числа оборотов крыльчатки) регулируется автоматически.

При малых числах оборотов вала центробежное уплотнение неэффективно и может успешно применяться только при определен­ ных значениях числа оборотов крыльчатки и при соответству­ ющих значениях R и гг.

Центробежные уплотнения при R = 4/'„ могут обеспечивать запирание жидкости при давлениях до 125 кгс/см2 , при скорости вала до 50м/с. Для запирания больших давлений жидкости тре­ буется увеличение диаметров дисков или количества их.

Определение момента сопротивления вращению вала от сил трения в центробежном уплотнении

Сопротивление движению диска в жидкости, замкнутой в ко­ жухе, связано с жидкостным трением в пограничном слое [23]. Толщина ламинарного пограничного слоя для вращающегося диска

fi«3,71

128

Толщина турбулентного пограничного слоя для вращающегося диска

i

б « 0,525* ( - ^ ) 5 .

Переход от ламинарного пограничного слоя к турбулентному определяется числом Рейнольдса.

Для вращающегося диска Re = — — .

Критическое число Рейнольдса -ReK p > 3-Ю5 .

Определим момент сопротивления вращению диска при уста­ новившемся движении.

Согласно исследованиям [23] при ламинарном течении момент сопротивления для диска, вращающегося в свободном простран­

При вращении диска в узком кожухе

2 М т = яоот1-^-

или

Когда осевой зазор s велик по сравнению с толщиной погра­ ничного слоя при вращении диска в кожухе, Сы можно также определить по методу С. М. Тарга, где

CH = 2,52Re-°.s.

Если s > S и диск вращается в цилиндрической камере, то во вращение приводится вся жидкость, и поэтому относительная скорость диска и жидкости получается меньше, чем в неограни­ ченном пространстве, отсюда будет меньше и момент сопротивле­ ния.

Согласно объяснениям Прандтля при больших зазорах на обеих сторонах диска образуются пограничные слои,, в которых жидкость движется от центра к периферии, а на обеих крышках камеры — два других пограничных слоя, в которых жидкость движется от периферии к центру. В промежутках между этими слоями находится слой пассивной жидкости, равномерно враща­ ющийся и медленно протекающий от крышек к диску.

При турбулентном течении для диска, вращающегося в неогра­ ниченном пространстве,

С „ = 0 , 1 4 6 R e - 0 ' 2 .

Для диска, вращающегося в кожухе, при турбулентном режиме,

С „ * » 0 , 0 7 8 R e - 0 - .

Приведенные выше значения толщины пограничного слоя и моментов сопротивления получены для вращающихся гладких дисков. Для более точного расчета центробежных уплотнений необходимо получение соответствующих опытных данных для дисков, снабженных ребрами.

Потери мощности на преодоление сил трения в центробежном уплотнении определяются по формуле

где Мт в кгс-м, со в 1/с. Удельные потери мощности

NT _ С м р ы 3 Я 5

р2 102р '

Удельные потери сильно возрастают с увеличением R. Количество тепла, выделяющегося в уплотнении, может быть

значительным, поэтому необходимо производить проверку теп­ лового режима уплотнения.

Определение осевого усилия для центробежных уплотнений

Осевое усилие при отсутствии утечки жидкости, т. е. при

ра — давление в полости, в которую сливается жидкость.

130

Подставляя выражения рлц , Рвц , dF в выражение Р0 и ин­ тегрируя это выражение, получим

пли

Это тепло при установившемся режиме идет на нагрев проте­ кающей мимо диска жидкости и на отдачу тепла от корпуса уплот­ нений в окружающее пространство (воздух)

131

где Q? K — количество тепла, идущего на нагрев жидкости; Q ) t c p — количество тепла, передаваемого от корпуса уплотнений в окру­

корпуса уплотнения; S — поверхность корпуса уплотнения, через которую передается тепло от уплотнения к окружающей среде.

Коэффициент теплоотдачи а зависит от скорости движения воздуха.

Решая совместно уравнения (108) и (109), определим необходи­ мое количество жидкости, отводимой для охлаждения уплотнения,

у __ 8 , 4 3 Ш т ш — aS ( t K — / В 0 3 Д ) м з , j ] 0

232

Расход жидкости через диаметральный зазор 2s

кэп rfs3 Ар

Qi 12\\L

где /гэ = 1 ч-2,5—коэффициент, учитывающий эксцентричное расположение вала относительно расточки; Ар—потери давле­ ния на жидкостное трение; т) — динамический коэффициент вяз­ кости.

Расход жидкости через винтовую канавку согласно формуле Буссинека для трубы прямоугольного сечения

коэффициент, зависящий от отношения сторон прямоугольника

Направление вращения вала должно быть противоположным направлению винтовой линии канавки.

Принимая общий расход жидкости через уплотнения равным нулю, определим значения Ар и /г, при которых отсутствует утечка

133

Размеры уплотнений приводятся также в работе В. Н. Кокичева [331.

Для уплотнений может применяться лшогозаходная резьба. Изменение предельных давлений для винтоканавочных уплотне­

уплотнениями, обеспечивающими запирание жидкости при малых скоростях вращения и в состоянии покоя.

На рис. 80 представлены результаты вычислений допускаемого предельного давления в зависимости от скорости вращения вала (диаметр вала 70 мм, длина втулки 60 мм, шаг резьбы 10 мм, число заходов резьбы 3).

Из этого рисунка видно, что для работы винтокаиавочного уплотнения существенное значение имеет вязкость жидкости.

Потерн мощности в рассмотренном уплотнении (Э3Др

п100-102 K B I

где Q в см3 /с; Ар в кгс/см2 . Удельные потери мощности

В качестве примера применения гидродинамического уплот­ нения можно привести схему уплотнительного узла, предназначен-

134

ного для герметизации паров ртути, служащих рабочим телом турбины, н паров масла, питающего опорные подшипники в ядер­ ной энергетической установке SNAP-8, рассчитанной на длитель­ ную работу в условиях высокого вакуума в космосе [ПО]. Пары ртути в этой установке находятся при температуре 204° С и давле­ нии 1,4 кгс/см2 .

Уплотнительный узел установки (рис 81) состоит из вязкост­ ного уплотнения /, теплообменника 7 с масляным охлаждением, молекулярного уплотнения 5 и торцового уплотнения 6.

Дренаж

Рис. 81 . Уплотнительный узел для герметизации паров ртути

Вязкостное уплотнение здесь выполнено в виде импеллера с канавками.2 на поверхности, заключенного в корпусе тепло­ обменника 7. Охлаждающее масло циркулирует по линии 3—4. Жидкая ртуть сливается по продольным канавкам импеллера, скапливается в них и не попадает в наружную камеру. Выходное уплотнение 5 обеспечивает герметизацию паров ртути. В началь­ ный период работы системы и при остановке уплотнение со сто­ роны вакуума обеспечивается торцовым уплотнением 6.

Импеллерное уплотнение обеспечивает разделение паровой и жидкой фаз рабочего тела и исключает утечки жидкости. Наиболее ответственным для этого узла является создание устойчивого рав­ новесия между жидкой и паровой фазами, исключающего утечки жидкости.

Вязкостное уплотнение представляет собой вал с наружной резьбой, установленный в корпусе герметизируемого узла и не­ большим зазором. При вращении вала в результате взаимодей­ ствия резьбы с жидкостью образуется градиент давления, вызы­ вающий ее течение в осевом направлении. Иногда вязкостные уплотнения располагают торцами друг к другу, так что канавки образуют шевронную поверхность. Такая конфигурация уплот­ нения при неполном заполнении канавок создает высокое давле-

135