Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Виброактивность роторных машин 5
1.1. Выбор критериев оптимизации параметров ЦШ 5
2.2. Воздействие вибрации и шума на человека 10
1.3. ЦШ как источник вибрации и шума 14
1.4. Методы снижения виброактжвности роторных машин и оценка их эффективности 20
1.5. Цель работы и постановка задачи исследования 22:
Глава 2 Особенности динамики ЦШ 25
2.1. Динамическое моделирование ротора ЦШ 25
2.2. ДМР Ломакина как основа исследования динамики ЦШ и причин его виброактивности 28
2.3. дар Марцинковского и других исследователей 34
2,4. Сопоставительный анализ динамических свойств ротора ЦШ на основе предложенных дар 46
Глава 3. Конструктивно-технологические факторы, влияющие на динамику ротора ЦШ 59
3.1. Влияние соотношения чисел лопаток рабочих органов на виброактивность ЦМН 60
3.2. Роль концевых уплотнений в динамике ротора ЦШ 79
3.3. Опыт применения дополнительных упругих связей в системе "ротор-корпус" ЦШ 100
3.4. Оценка влияния ПЖ на динамику ротора
3.5. Конструкция устройства для восприятия осевой силы как фактор воздействия на динамику ротора ЦШ 121
Глава 4. Соединительная муфта как источник повышенной виброактивности насосных агрегатов 134
4.1. Муфта как объект исследования 134
4,2. Силовые эффекты, обусловленные радиальным смещением валов при наличии упругой муфты 138
4,3. Силовые эффекты, обусловленные неточностями изготовления сопрягаемых деталей муфты при соосности соединяемых валов 153
4.4, Система сил, обусловленные неточностями изготовления сопрягаемых деталей муфты при радиальном относительном смещении полумуфт 159
4.5. Влияние динамических свойств соединяемых валов на силовые эффекты, обусловленные муфтой при различных сочетаниях неточностей изготовления и радиальном относительном смещении полумуфт 167
Глава 5. Основы проектирования малошумных ЦШ 170
5.1. Оптимизация параметров ЦШ - необходимое условие проектирования малошумных ЦШ 170
5,2. Уравнение ВЭКШ1 и его значение в практике проектирования ЦШ 178
5.3. Выбор оптимальных параметров МЩУ 197
5.4. Выбор оптимальной длины ротора ЦШ 202
5.5. Системы параметрических, функциональных и критериальных ограничений при создании оптимальной конструкции ЦМН 211
5.6. Принципы конструирования и алгоритм расчета мало шумного ЦШ 228
5.7. Основы рационального конструирования ЦШ 240
Заключение 260
Список литературы 271
- ЦШ как источник вибрации и шума
- Конструкция устройства для восприятия осевой силы как фактор воздействия на динамику ротора ЦШ
- Система сил, обусловленные неточностями изготовления сопрягаемых деталей муфты при радиальном относительном смещении полумуфт
- Принципы конструирования и алгоритм расчета мало шумного ЦШ
Введение к работе
Актуальность темы. Одним из направлений динамика машин, интенсивно развивающихся в последние десятилетия;' является акустическая динамика машин, в число задач которой входит и поиск взаимосвязи вибраций машины с ее динамической напряженностью и надежностью. С недавних пор акустические свойства конструкций машин и механизмов стали включаться в условия оптимальности инженерных сооружений и машин, что служит подтверждением актуальности поставленной задачи. Рост числа паропроизводящих установок, стационарных' (атомные и тепловые электростанции - АЭС и ТЭС) и судовых (корабельных) АЭУ и ПТУ, привел к увеличению числа работающих высоконапорных центробежных насосов (ЦН), среди которых основную массу составляют многоступенчатые насосы (ЦМН), используемые как главные и как пуско-резервные агрегаты в питательных системах котлов и реакторов. Широкое распространение ЦМН требует тщательной отработки их конструкций с целью получения рациональных соотношений эксплуата-' цнонных (заданных) и конструктивно-изменяемых (управляемых) параметров. При этом весьма важным обстоятельством является обеспечение минимальных уровней вибрации насосов, так как в настоящее время они превышают все допустимые нормы, приближаясь к уровням вибрации ДВС. Указанными особенностями ЦМН объясняется необходимость исследования их динамических свойств с целью снижения виброактивности ЦМН во всем низкочастном диапазоне (НЧД) воздействия. Неослабевающий интерес к решению этой задачи есть результат постоянно увеличивающийся вибрационной и шумовой «загрязненности» окружающей среды, оказывающей самое неблаго-; приятное воздействие на человека, так как вибрации , обладая свойством «невыводимости», производят наиболее разрушительное воздействие на живой организм, способствуя развитию шумс-вибрационной патологии.
Особенно сильно влияние вибраций сказывается в условиях весьма ограниченного пространства типа судовых (кора-
бельных) помещений и длительной автономности плавания, о чем свидетельствуют многочисленные данные судовой практики и медицины. При этом малые значения амплитуд колебаний машины служат фактором, маскирующим в пространстве и времени разрушительное действие вибраций на живые ткани человеческого организма. Выявление источников возмущающих сил, определение их интенсивности и частот воздействия является актуальной задачей, решение которой должно предшествовать поиску оптимального соотношения параметров ЦМН. Насущная необходимость решения указанной задачи подтверждается существованием повышенных уровней вибрации во всем НЧД, характерных для ЦМН различного назначения и конструкции. Наличие же некоторых особенностей динамического поведения ЦМН, не укладывающихся в рамки обычных представлений о причинах вибрации машины, свидетельствует о своевременности выдвинутой задачи.
Известно, что приблизительно 80% всей колебательной энергии машины, являющейся единственно полной характеристикой ее виброакустической активности, выделяется в окружающую среду в области НЧД. Поэтому акустическая оптимизация параметров ЦМН должна производиться на основе учета динамического поведения ротора, отличительной особенностью которого является вращение в узких кольцевых зазорах, заполненных жидкостью под давлением, оказывающей неоднозначное влияние на динамические свойства ротора ЦМН. Так как задача нахождения акустически оптимальной конструкции той или иной машины является многомерной и многокритериальной, что делает ее решение в общем виде слишком сложным и даже неосуществимым, то к настоящему времени опубликовано всего лишь несколько статей, посвященных оптимизации роторных машин. В связи с этим задача установления взаимосвязи между конструктивным оформлением ЦМН, его эксплуатационными параметрами и виброактивностью по-прежнему остается актуальной. Необходимость более полного и точного описания ЦМН как источника шума и вибраций в НЧД с целью разработки научно обоснованных рекомендаций по рациональному (нетради-
ционному) конструированию ЦМН, имеющему заданные виброакустические характеристики, является явно назревшей проблемой, требующей своего решения.
; Цель работы. Основной целью диссертационной работы является разработка научных основ рационального проектирования высоконапорных малошумных ( то есть с низкой виброактивностью) ЦМН. В качестве критерия оптимальности параметров ЦМН выбран минимум массы насоса. Основным предельным состоянием ЦМН является контакт вращающегося ротора со втулкой межступенчатого щелевого уплотнения (МЩУ) Поэтому важнейшим условием оптимальности ЦМН является относительно малая, по сравнению с радиальным зазором в МЩУ, величина суммарного (статического и динамического) прогиба ротора или/в общем виде, величина коэффициента отстройки ротора от резонанса на частоте вращения, в зависимости от заданного режима работы ротора (докритический или закритиче-ский). Низкая виброактивность ЦМН обеспечивается выполнением ряда требований по исключению или снижению интенсивности источников возмущающих сил.
Задачи исследования. Для достижения указанной цели необходимо было решить ряд наиболее важных задач, из которых выделяются следующие:
определение причин существования повышенных уровней вибраций в НЧД и их неустранимости или заметного снижения методами балансировки ротора ЦМН;
установление природы , интенсивности и частот воздействия возмущающих сил и моментов, характерных для ЦМН, и определение возможности уменьшения амплитудных значений нежелательных возмущений;
оценка влияния конструктивно-технологических факторов на виброактивность ЦМН и установление причинно-следственной связи между конструктивным оформлением и особенностями динамического поведения ЦмН;
разработка критериального комплекса для выбора рационального соотношения параметров ЦМН;
- разработка принципов конструирования и алгоритма расчета параметров малошумного ЦМН (синтез системы с наименьшей отдачей колебательной энергии в окружающую среду);
разработка основ рационального конструирования ЦМН.
Научная новизна. В результате всесторонних исследований причин повышенных уровней вибрации ЦМН во всем НЧД и особенно на частоте вращения автором открыто новое , то есть неизвестное ранее явление неконтролируемого прогиба ротора, обусловленного совместным действием гидродинамических сил, возникающих в масляном слое подшипников скольжения, и гидростатических поддерживающих сил, возникающих в МЩУ при дросселировании в них осевого перепада давления, при наличии контактных концевых уплотнений ротора. Указанное взаимодействие элементов системы «ротор-корпуе» объясняет многие особенности динамического поведения ЦМН, включая небалансируемость насоса, влияние перекоса ротора и МЩУ на уровни вибрации и т.д. На этой базе показана принципиальная ошибочность существующих динамических моделей ротора и ЦМН в целом, предложенных А.А. Ломакиным и В.А. Марциновским и лежащих в основе виброакустических расчетов ЦМН. Теоретически и экспериментально доказано, что величина остаточного дисбаланса ротора ЦМН, о превалирующей роли которого в создании повышенных уровней вибрации на частоте вращения роторных машин указано в многочисленных публикациях, в действительности, применительно к ЦМН, не является фактором, определяющим или способствующим повышенной виброактивности ЦМН,. и поэтому ужесточение требований к балансировке ротора является неоправданным.
В диссертации впервые установлена жесткая взаимосвязь эксплуатационных (заданных) и конструктивно-изменяемых (управляемых) параметров. (уравнение ВЭК1Ш-ВЗУП), позволяющая, по существу, свести многокритериальную задачу рационального соотношения параметров ЦМН к однокритериаль-ной. Являясь достаточно универсальной зависимостью, уравнение ВЭКИП-ВЗУП может быть использовано в проектировоч-
ных расчетах различных энергетических машин роторного типа (центробежных и осевых компрессоров, паровых и газовых турбин, обратимых насос-турбин).
В работе впервые установлена аналитическая зависимость между двумя основными величинами конструктивно-изменяемых параметров - радиальным зазором в МЩУ и напряжением кручения материала вала, из которых важнейшей является последняя величина. Указанная зависимость полностью предопределяет конструкцию ротора и ЦМН в целом, в связи с чем теоретически установлено, что рекомендуемые А.А. Ломакиным и повсеместно распространенные диапазоны изменения коэффициента быстроходности не пригодны, в общем случае, для рационального проектирования ЦМН.
В диссертации впервые получены аналитические зависимости для определения модулей статических и динамических сил, возникающих при вращении несоосных валов, соединенных упругой муфтой, и зависящих от ошибок изготовления и монтажа сопрягаемых деталей муфты. На основе полученных зависимостей предложены два критерия - критерий качества муфты и силовой критерий - для оценки конструктивного совершенства муфты и сравнения различных муфт между собой. Эти критерии, отражающие физическую сущность работы муфты, являются объективными характеристиками данного узла агрегата.
В работе теоретически показано и экспериментально подтверждено то, что любой гидромашине органически присуща так называемая гидродинамическая неуравновешенность 2-го рода, то есть появление возмущающих сил и моментов , обусловленных обтеканием лопаток рабочих органов стационарным потоком перекачиваемой жидкости и действующих на корпус и ротор гидромапшны с различными частотами, зависящими от соотношения чисел лопаток рабочих органов. Отмеченная особенность гидромашин и ЦМН, в частности, позволила дать научно обоснованные рекомендации по выбору чисел лопаток рабочих органов гидромашші различного назначения.
Практическая ценность. Полученные в диссертации научные (теоретические и экспериментальные) результаты служат
необходимым и достаточным основанием для рациональных конструкций высоконапорных питательных ЦМН с наперед заданными виброакустическими характеристиками. Разработанный на основе динамических характеристик ротора алгоритм расчета конструктивных параметров ЦМН в зависимости от заданных значений подачи и напора позволяет отыскать единственный вариант оптимального сочетания исходных и последующих расчетных параметров, обеспечивающий требуемые виброхарактеристики. Практическая значимость результатов диссертации связана с возможностью не только прогнозирования массогабаритньгх и впброакустнческих характеристик создаваемого ЦМН еще на стадии проектирования, но также с возможностью решения обратной задачи, то есть всестороннего анализа существующих (действующих) насосных агрегатов с целью разработки эффективных мероприятий, направленных на снижение виброактивности ЦМН.
Изложенные в виде конкретных практических рекомендаций, результаты работы позволяют осуществлять диагностирование технического состояния насосных агрегатов по данным спектрограмм вибраций в НЧД воздействия, что предоставляет особую практическую ценность и значимость при эксплуатации ЦН, расположенных в опасных для жизни или труднодоступных для осмотра и наблюдения местах.
Основной результат диссертационной работы, выносимый на защиту. Основным результатом диссертации является создание нового научного направления в проектировании и техническом диагностировании в насосостроении и решение на этой основе ряда научно-технических проблем акустической динамики машин. Личный вклад автора в указанный результат состоит в открытии ряда не известных ранее явлений и закономерностей в работе насоса , а также в научном обосновании и развитии методов проектирования высоконапорных ЦМН с низкой виброактивностью.
Апрсбаїмі: рїбйТїЛ. Основные результаты диссертационной работы прошли апробацию в форме докладов и обсуждений на Всесоюзном симпозиуме «Новые методы исследований шу-
.7
мов и вибраций и кибернетическая диагностика машин и механизмов» (Каунас, 1970 г.), VII Всесоюзной акустической конференции (Ленинград, 1971 г*), семинарах Всесоюзного: научно-технического общества имени акад. А.Н. Крылова (секции «Виброакустическая, диагностика» и «Судовые турбинные установки», Санкт-Петербург, 1992 г, и 1997 г.), Российской республиканской научно-технической конференции «Научно-технические, проблемы энергомашиностроения и пути их решения» (Санкт-Петербург, 1992 г.), а также на научных ж научно-практических конференциях профессорско-преподавательского состава СЗПИ (Ленинград, 1970 г. и 1971 г.), ЛИСИ (Ленинград, 1977 г. и 1981 г.), ЛВВИСУ им. генерала армии А.Н. Ко-маровского (Ленинград, 1978 г.) , ЛВВИМУ им. В.И. Ленина (Пушкин, 1987 г., 1991 г., 1994 г.), Военно-морской академии им. адмирала Н.Г. Кузнецова (Санкт-Петербург, 1992 г.).
Публикации. По проблемам динамики ЦМН опубликовано свыше 55 работ. Список 43 основных работ по теме диссер-тацив приведен в конце автореферата.
Структур* и объем диссертации. Работа состоит из введения, 5 глав, заключения, списка литературы из 311 наименований. Объем диссертации - 303 страницы машинописного текста, и? которых 42 рисунка и 31 таблица.
ЦШ как источник вибрации и шума
Согласно данным U- Tl, уровень воздушного шума, создаваемого ДМН, сопоставим с уровнем шума ЛВС; виброактйвность цМН также велика, что обусловлено наличием жесткой связи между ротором я корпусом насоса из-за большого час да ЩУ, заполненных жидкостью под давлением. С психологической точки зрения, лучше уменьшать шум, создаваемы! работающей машиной, нежели использовать противошумовые устройства и приспособления. Снижение уровня шума на рабочем месте (боевом посту) имеет не только сиюминутное, но и общегосударственное значение, так как сохраняет здоровье человека за счет уменьшения производственных травм я профессиональных заболеваний, улучшает условия труда я обеспечивает высокую безопасность его. Сяедует подчеркнуть, что повышенная оплата труда в условиях шума и вибрации не уменьшает вредного влияния их на организм человека. Поэтому выплата денег в виде компенсации за причиненный ущерб здоровью находится в противоречии с гуманными принципами цивилизованного общества. Это в полной маре относится как к гражданским, так я к военным судам и кораблям, экипаж которых находятся под воздействием значительных уровней шума и вибрации в течение нескольких месяцев автономного пльгани .
Проблемами снижения: уровней шума и вибраций машин и механизмов занимается достаточно большое количество организаций и лиц в СССР; ими выполнены дортостоящие эксперименты на натурных образцах общепромышленных я корабельных ЦШ, послужившие основой для написания множества научных статей и диссертаций (см.библиографию в конце диссертации). Однако, то ли из-за инерция мышления, то ли из-за слепого следования традициям яли иным, далеким отеауки соображениям, но до сих пор никто не решился отступить от канонов проектирования ЦМН и взглянуть на них иначе. Дело доходит до курьезов: несмотря на убедительность практических данных и результатов специально поставленных экспериментов, показавших и доказавших "невиновность" остаточного дисбаланса ротора ЦШ в создании повышенных уровней вибрации (ПУВ) на частоте & вращения, повсеместно ужесточаются нормы на его величину, повышаются требования к точности изготовления и обработки поверхностей вращающихся деталей ЦШ, что удорожает производство и стоимость ЩУЬ, но не дает (и не может дать!) ощутимого эффекта в снижении их виброактивности. Специфическая особенность ЦШ - повышенные и, что самое главное, не устраняемые с помощью балансировки в собственных подшипниках уровни вибрация на частоте - наглядное тому свидетельство и подтверждение.
Отмеченный феномен есть следствие того, что щМН существуют следующие виды возмущений: 1)механическ.ие, связанные с конструктивными особенностями соединительной муфты и другими конструкти-но-технологяческими факторами (наличием концевых сальниковых уплотнений (КСУ), начальной несоосностью ротора и МЩУ, величиной радиального зазора в МЦУ и др.) и, в меньшей степени, с величиной остаточного дисбаланса ротора; 2)гидродинамические, связанные с обтеканием элементов ЦМН перекачиваемой жидкостью я приводящие к вихре образованию, пульсации давления во входном и выходном патрубках, кавитации и гидродинамической неуравновешенности (то есть к системе периодических сип и моментов, действующих с частотами, зависящими от соотношения чисел лопаток рабочих органов); 3)гядромеханические, обусловленные взаимодействием механических я гндродинамических источников возмущений как вследствие влияния упругих деформаций ротора на режим обтекания элементов проточной части ДШ, так и вследствие нахождения высших собственных частот ротора в зоне частот воздействия гидродинамических сип и моліентов.
Поскольку в кратком обзоре невозможно дать исчерпывающую характеристику всем названным источникам повышенной виброактивности ЦШ, тем более, что каждому из них посвящено множество теоретических и экспериментальных исследований, то ограничимся некоторыми, существенными, на наш взгляд, замечаниями относительно значимости каждого яз них в динамическом поведении насоса.
Данный пример дезавуирует любую попытку приписать ост -аточному дисбалансу ротора превалирующую или просто существенную рояь в созданий повышенной виброактивности ЦШ.
По сравнению с остаточным дисбалансом ротора, влияние конструктивно-технологических факторов на виброактивность ДШ весьма велико и, главное, многодланово. По существу, динамическое поведение ЦШ почти полностью обусловлено и даже предопределено именно наличием этих факторов, большинство которых органически присущи именно дМН и потому принципиально неустранимы. Учитывая значительную интенсивность указанных источников возмущений, борьба с ПУВ насоса дшша вестись путем ликвидации самих источников возмущений (при сохранении, разумеется, функционального назначения машины), то есть путем рационального конструирования ЦШ, параметры которого наилучшим образом соотнесены с динамическими характерястиками ротора. Доводочные работы на стенде завода-изготовителя иди. в составе си повой энергетической установки корабля или ТЭС не дают, как показывает практика, положительных результатов в отношении снижения вяброактивности ЦМН.
Среди гидродинамических источников возмущений самым мощным до интенсивности является непосредственно гидродинамическая неуравновешенность, которая на два я более порядков превосходит интенсивность остальных источников гидродинамического происхождения. Наряду с конструктявно-технологическими факторами,данный источник возмущений является одной из главных причин ПУВ во всем частотном дипазоне. Остальные источники возмущений гидродинамического происхождения создают, как правило, высокочастотные шумы я вибрации, борьба с которыми должна вестись на путях их" распространения от источника наружу. Это достигается применением известных способов я средств, таких, как антивибрационные покрытия кошусов, многослойные корпуса, впуск воздуха во всасывающий трубок и др. Учитывая незначительность вклада внсочастотных составляющих шума и вибрация в общую вибрационную энергию ЦШ и вема незначительное влияние их на выбор параметров їдМН, более подробное рассмотрение ИХ исключается.
Конструкция устройства для восприятия осевой силы как фактор воздействия на динамику ротора ЦШ
Подавляющее большинство исследовании, посвященных анализу конструкций и функциональным аспектам устройств для восприятия осевой силы (УВОС), возникающей в ЦН, представляет собой, как правило, изложение того или иного, но всегда "уточненного" метода расчета величины осевой силы, действующей на ротор ЦМН из-за очевидной асимметрии переднего ж заднего дисков Рк{_1, 6, 104, 68 и др.]. При этом основное внимание обращается на величину утечки и распределение скоростей в пазухах РК; какой-либо оценки влияния УВОС на динамику ротора ЦМН, за исключением ІІ55І, сделано не было. Судя по всему, в отечественном насос остр оении УВОС рассматриваются только как устройства, разгружающие ротор от осевых сил, свидетельством чему может служить появление таких, неудачных, на наш взгляд, терминов, как "разгрузочный диск", "разгрузочный барабан", "разгрузочные устройства" и др. Эти понятия более приемлемы в подъемно-трансдортном мапжностроении, а в насо-состроении следует говорить об упорном подшипнике (можно даже -о главном упорном подшипнике, по аналогии с судостроением!), поскольку здесь речь идет о восприятии осевого упора, передающегося на фундамент. Ведь и в турбинах, компрессорах, осевых насосах тоже существуют упорные подшипники, но отнюдь не "разгрузочные устройства". Поэтому будем последовательно придерживаться более общего названия этого устройства, а именно - УВОС.
В действительности, влияние УВОС на динамику ротора ЦМН значительно больше, нежели это следует из \I55i. Так, оформление его в виде упорного диска, особенно в сочетании с барабаном, приводит к значительному повышению жесткости ротора в месте расположения УВОС, А это, согласно схеме (рис.8 ), влечет за собой увеличение нагрузки на ПС и КСУ и, в конечном счете, к ПУВ всего ЦМН. По-видимому, эти и ряд других соображений легли в основу конструирования питательных ЦМН для судовых энергетических установок противолодочных кораблей, где УВОС в чистом виде вообще отсутствует, хотя это и привело к усложнению конструкции ЦМН (рис. 18. и 19), Имеющиеся в этих ЦМН упорные подшипники выполняют вспомогательную роль, воспринимая случайные нагрузки и осуществляя функцию осевого фиксатора ротора ЦШ.
Определенный интерес представляет конструкция УВОС в виде отдельного узла (по типу главного упорного подшипника) (рис.20 и 21). Расположенный на конце ротора ЦМН упорный подшипник почти не оказывает вредного воздействия на динамику ротора в указанном ранее смысле; однако при этом возрастают осевые размеры ЦШ, что заставляет считать конструкции ЦМН с симметричным расположением РК (уравновешивание осевых сил с помощью инверсионной перестановки РК) (рис,18 и 19) более совершенными и перспективными, по сравнению с существующими ЦМїй34,4з].
Простота конструкции УВОС в виде упорного (разгрузочного, по существующей терминологии) диска не может служить компенсацией за повышенную вдброактивностъ ЦМН, обусловленную этой простотой, являющейся к тому же кажущейся. Дело в том, что все расчеты базируются на предположении существования абсолютной перпендикулярности торца диска оси вала и абсолютной параллельности того же диска и стенки корпуса ЦШ, образующих вместе торцевую гидродинамическую щель. Однако достичь этого условия практически невозможно, в связи с чем всегда существует (и об этом забывать нельзя!) перекос торца упорного диска и обусловленная этим диффузорность течения жидкости в торцевой щели,
В противоположность утверждениям [l68, 169] о влиянии перекоса гидропяты (непараллельности неподвижного и вращающегося дисков и неперпендикулярности упорного диска оси вала) и неточностей обработки торцевых поверхностей лишь на величину утечки, в работе f7l" было теоретически и экспериментально доказано, что диффузорность щели вследствие неточностей обработки и деформации деталей не только уменьшает гидродинамическое давление в щели, но и вызывает неустойчивую работу уплотнительных элементов (ко лец, дисков я т.п.). Отношение г л др о динамических давлений, развивающихся в конфузорной и диффузорной частях щели, может достигать 15. Разумеется, полная аналогия между упорными подшипниками и торцевыми уплотнениями невозможна из-за существенного влияния инерции жидкости и действия центробежных сил в последнем случае 1168, 169, 175, 176 .
Наличие технологического перекоса опорной поверхности диска из-за неперпендикулярности ее к оси вращения усугубляет отмеченное явление. В связи с этим требования к точности изготовления деталей тотщевых устройств; и в том числе упорного диска (гидро-пяты), дошшдостагочно высоки. Вот наглядный пример взаимосвязи допуска на торцевое биение опорной поверхности диска и вибро-активности ЦМН!
Существенным обстоятельством в работе УВОС в виде упорного диска (гидропяты) является большая вероятность существования режимов сухого трения и, как следствие, запаривание торцевой щели при работе насоса на спецификацииином режиме. Так, исследования (Кершенбаум Я.М. и др. Исследования пар трения "сталь-углеграфит" торцовых уплотнениях. "Химическое и нефтяное машиностроение", 1971, 1 I, с.37...38) работы торцевых уплотнений с высокой чистотой контактирующих поверхностей (высота неровностей составляла %г 4 0,04 мш) и неплоскостноотью, равной,0,6 мкм, показали, что при уплотняемом давлении Дл. = 0,26...1,80 МПа износ уплотнений составил 6...10 мкм за 100 часов. Столь большая величина износа свидетельствует о том, что для реальных условий эксплуатации торцевых уплотнений жидкостное трение не является характерным, дли, точнее, в торцевых уплотнениях, в целом, имеет место режим смешанного трения, и поэтому антифрикционные свойства материалов трущейся пары имеют первостепенное значение 219j.
В зарубежных ЦМН упорный диск изготавливают исключительно из карбида вожьфрама, а на неподвижную поверхность корпуса наносят уголь, пропитанный смолой 219]. Видимо, данный опыт следует использовать в отечественном насосстроении, где используются лишь стальные упорные диски. При этом не следует ужесточать требования к чистоте трущихся поверхностей: согласно упомянутому исследованию Я.М.Киршенбаума, высота XV микронеровнестей должна быть ух 3 мкм; при меньшем значении гъ гидродинамическое давление, развиваемое в жидкостном слое трущейся пары, равно нулю, или имеет место сухое трение, независимо от вида жидкости, удельных нагрузок, соотношения скоростей скольжения ж уплотняемых давлений. Видимо, поэтому повреждения УВОС составляют " 75% всех аварийных ситуаций ЦМН, о чем упоминалось ранее Г258І.
Возможность существования режимов сухого трения в торцевых устройствах и УВОС также может служить причиной возникновения автоколебаний ротора ЦМН, способствуя повышению его виброактивности, согласно исследованиям І36, 105 и др. , в которых показано, что при касаний диска ротора неподвижного упора система может потерять устойчивость из-за развития опасных автоколебаний, амплитуда которых может превосходить амплитуду вынужденных колебаний. При определенных значениях первоначального зазора между диском и упором, жесткости упора и отношения коэффициента демп-фирувдих сил к коэффициенту трения скольжения возможно появление автоколебаний в форме обратной прецеесии, особенно на скоростях, далеких от критических. Амплитуда этих колебаний увеличивается с уменьшением зазора и увеличением жесткости упора, а также при приближении к резонансу.
Результаты Ґ36, 105 і получены применительно к вертикальному, защемленному нижним концом важу с подпружиненным неподвижным упором. При такой схеме гироскопические эффекты от наличия тонкого диска большого диаметра играют, конечно, существенную роль в динамике ротора. В питательных ЦШ гироскопическими членами дифференциальных уравнений, обусловленными наличием РК, обычно пренебрегают, ввиду их малости; тем более можно пренебречь таковым эффектом от упорного диска. Кроме того, в ЦМН существует абсолютно жесткий упор (корпус), а таксе длинное щелевое уплотнение перед упорным диском, которое значительно уменьшает перекос диска под действием остаточного дисбаланса ротора. Это, с одной стороны, позволяет упростить выражения, полученные в [зб, I05J , а, с другой стороны, требует учесть дополнительную гидродинамическую силу трения, возникающую в указанном уплотнении, которая при определенных обстоятельствах способствует самовозбуждению асинхронной прецессия ротора [135]. Лучшим способом мішимизации этой силы, по млению )I35J, является увеличенный статический прогиб ротора, что применительно к ЦШ с бояьшим числом означает появление диффузорности ЩУ, проти которой возражают авторы _81... ...90, 118...124], так как диффузорностъ ухудшает ВІХ насосов.
Система сил, обусловленные неточностями изготовления сопрягаемых деталей муфты при радиальном относительном смещении полумуфт
Из формул (4.38) и (4.39) следует, что значения модулей сил ,.Р , и Р j прямо пропорциональны величине (формула (4.33)) которую поэтому можно назвать критерием качества муфты, так как чем меньше значение 1р , тем меньше динамические силовые эффекты, проявляемые со стороны муфты при вращении несоосных валов. Прм технологически достижимой точности изготовления деталей муфты уменьшение значения t: возможно только путем применения ве-сьма податливых УЭ (увеличение номинальной деформации б УЭ). Это обстоятельство еще раз подчеркивает полезность применения весьма податливых соединительных муфт с целью минимизации нежелательных силовых воздействий со стороны последней.
Исходя из которой величину А МОЖНО рассматривать как еще один стажческий эксцентриситет, по аналогии с начальным (монтажним) экоцентриситштом о . Во избежании путаницы и дня определенности величину AZL/Назовем "инструментальным" эксцентриситетом ( Є - At ), который полностью отражает его физическое существо: ведь смещение цейтра УЭ от геометрически точного положения его на окружности расположения .УЭ вследствие ошибки шага есть эксцентриситет!
Исходя из схемы работы муфты (рис.24) и с учетом формулы (4.20), можно показать, что допустимое значение величины L f J должно удовлетворять условию (во избежание "обратного" удара) «(liU til. PJ3/U--0 (4.41) из которого следует, что точность изготовления находится в прямой зависимости от числа Jl : чем больше величина JL , тем выше должна быть точность изготовления сопрягаемых деталей муфты. Из формулы (4.41) также следует, что меньшие значения jf0\ достигаются при изготовления сопрягаемых деталей муфты с "минусовыми" допусками..Это означает, что выбор технологии изготовления деталей муфты, наряду с выбором е конструкции, является важной технической задачей, решение которой должно осуществляться на ранних стадиях проектирования ЦМН.
Интересно отметить особенность поведения упругих муфт с четным и нечетным числом УЭ: при одном и том же значении Р результирущи динамические эффекты для них оказываются различными (рис.28 и 29). Объяснение этому явлению можно найти в том, что для муфт с і = 2 ПЪ характерно одновременное возникновение экстремальных значений деформаций ( -ихсс и лшг ) У соответствующих УЭ, а в муфтах с ±= 2 УТЬ + I появление максимальных и минимальных деформаций УЭ происходит со сдвигом фаз (угол сдвига фаз равен Cf, = 0,5 6Я ). В связи с этим необходимо рекомендовать к применению муфты с нечетным числом УЭ, ИЛИ, учитывая данные табл.4.1, муфты с X = 5/72. , тем более, что муфты с таким числом УЭ обладают наибольшей износостойкостью и наибольшим КПД, а также наименьшей чувствительностью к неточностям изготовления.
Особый интерес представляет рис.30, из которого следует, что величина возмущающей нагрузки в значительной степени зависит от о о отношения f0 J r , которое должно быть как можно меньше. Иными словами, вредное влияние на динамику соединяемых валов неточностей изготовления деталей муфты значительно снижается и исключается возможность возникновения "обратного" удара при выполнении условия
Условие (4.44) еще раз подчеркивает необходимость применения весьма податливых муфт, характеристикой которых служит параметр "Ч, (см.формулу (4.2)). Интуитивно подобная рекомендация подразумевалась и раньше, но введение параметра \ ставит ее на научную основу, позволяя действительно сравнивать различны муфты между собой по минимизаций их воздействия на динамику стыкуемых валов. Условие (4.44) следует отнести к тем конструктивным параметрам (ag), от величины которых зависит виброактивность ЦМН.
Принципы конструирования и алгоритм расчета мало шумного ЦШ
Теоретические основы и принципы проектирования малошумных механизмов, машин и узлов разрабатываются М.Д.Гешшным и его школой [Зі]. В соответствии с ними "малошумный" механизм, машина, агрегат, состоящий из узлов возбуждения колебаний и участков, реагирующих на возбуждение (к ним относятся корпус машины и несущие конструкции), домен быть исследован на реакцию его в целом и на реакцию его отдельных элементов на возбуждение и отдачу колебательной энергии присоединенным деталям, конструкциям и в окружающую среду. При этом выбор критериев качества, формализация и алгоритмизация по данным критериям с одновременной оптимизацией механизма монет потребовать применения определенного математического аппарата.
В данной работе последовательно изложены все особенности динамического доведения ротора и ЦМН в целом, отмечена важность ряда обстоятельств, сопутствующих работе ротора ЦМН, выявлены источники возбуждения и пути передачи колебательной энергии присоединенным деталям и в окружающую среду, даны логически непротиворечивые объяснения почти всем несоответствиям теоретических и экспериментальных результатов, получили научное обоснование различные тенденции современного насосостроения. Все это позволяет сделать следующие, далеко не тривиальные выводы, которые можно рассматривать как принципы конструирования малошумных ЦМН.
I. Все параметры ЦМН (эксплуатационные, конструктивно-изменяемые я даже технологические, обусловленные производственными возможностями) жестко связаны между собой. Поэтому их выбор НЕ МОЖЕТ БЫТЬ ПРОИЗВОЛЬНЫМ, а должен удовлетворять уравнению взаимосвязи эксплуатационных и конструктивно-изменяемых параметров (ВЭКИП) и сопутствующим ему соотношениям.
2. Основой выбора конструктивно-изменяемых параметров ЦМН должны служить динамические свойства ротора, однозначно оцениваемые величиной коэффициента отстройки (М При этом необходимо учитывать амбивалентный характер основных узлов системы "ротор-корпус" (МЩУ, КСУ, УВОС и др.). В частности, КСУ безусловно повышают собственные частоты ротора, однако их взаимодействие с подшипниками скольжения и МЩУ приводят к возникновению значительных вибраций ротора, не зависимо от величины первой собственной частоты его. В МЩУ всегда возникают только центрирующие (поддерживающие) силы в результате дросселирования осевого перепада давления в узком зазоре, однако в тех же кольцевых зазорах, заполненных перекачиваемой жидкостью, инерционное воздействие последней на колеблющийся ротор настолько велико, что суммарный эффект влияния жидкости на динамические свойства ротора (повышение его жесткости в результате наличия сил в МЩУ и понижение этого параметра из-за появления ЇЇМШ) может быть нулевым, то есть собственные частоты ротора, вращающегося на спецификационном режиме могут быть равны собственным частотам ротора, вращающегося в воздухе. Подшипники скольжения, будучи малошумными, по сравнению с шарикоподшипниками, могут значительно ухудшать ВАХ при наличии концевых контактных уплотнений ротора.
Следует стяжаться к проектированию и созданию безопорных и бе звальних] fpoTopoB, обеспечивающих лучшие ВАХ и масоогабаритные показатели ЦМН при повышенной надежности и уменьшенной стоимости насоса.
3. Упругая соединительная муфта является мощным источником вибраций насосного агрегата во всем низкочастотном диапазоне, поэтому выбор ее конструкции должен быть тщательно обоснован, Гобесдеченйя исходя. из минимума неизбежных статических и динамических сил, обусловливаемых ею при вращении соединяемых валов. Не зависимо от конструкции муфты, число ее упругих элементов (зубьев, пальцев, пружин и т.п.) должно быть кратным пяти.
При наличия концевых контактных уплотнений ротора и горизонтальном расположении ЦМН центровка валов насосного агрегата должна производиться с учетом взаимодействия МЩУ, КСУ и опор ротора между собой и статической силы, обусловленной начальным (монтажным) эксцентриситетом валов.
4. Выбор чисел лопаток рабочих органов ЦМН непосредственно связан с динамическими свойствами ротора и конструкцией ЦМН в целом, в связи с чем он должен производиться на основе предложенной таблицы сочетаний чисел лопаток для обеспечения минимума вибрационного воздействия со стороны проточной части. Гидродинамическая неуравновешенность П-го рода, обусловленная обтеканием рабочих лопаток стационарным потоком жидкости, является неустранимой принципиально, поэтому варьирование чисел лопаток приводит лишь к изменению частот воздействия и модуля возмущающих сил,
5. Контактные концевын уплотения (сальниковые, манжетные и т.п.) должны быть исключены из практики насос остроения, особенно в тех случаях, где предъявляются повышенные требования к ВАХ. При невозможности выполнения этой рекомендация должны быть приняты конструктивные меры типа упругой подвески корпуса уплотнения для снижения их вредного воздействия на динамику ротора ЦМН.
6. Конструкция УВОС должна обеспечивать минимальное воздействие на динамику ротора ЦМН, для чего следует отказаться от использования разгрузочных дисков, гидропят и применять комбиниреванше УВОС, состоящие из упорного поршня ж упорного подшип-ка, расположенного в отдельном корпусе. Наилучшим решением следует признать симметричное расположение РК на валу ЦМН.
7. Вертикальное расположение ЦМН, при прочих равных условиях, обеспечивает значительное снижение вибрации, по сравнению с горизонтальным расположением. При этом вид концевых уплотнений не оказывает существенного влияния на ВАХ агрегата, а ротор может быть выполнен значительно длиннее и тоньше, нежели при горизонтальном расположении.Для вертикальных ЦМН целесообразно использовать рабочие органы с числом лопаток, имеющих общий множитель.
8. Существующие расчеты динамических свойств ротора ЦМН по ДМР Ломакина или Марцинковокого носят, скорее, онтологический, нежели практический характер, так как в "чистом" виде ДМР Ломакина применима, строго говоря, лишь к идеализированному ротору, соосному с МЩУ я не имеющему концевых контактных уплотнений, соединительной муфты и подшипников скольжения; Щ$ Марцинковокого следует признать принципиально ошибочной, равно как и все другие попытки опровергнуть "эффект Ломакина".
