Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Современные методы решения проблемы самовозбуждающихся колебаний валопроводов турбомашин .10
1.1. Причины возникновения самовозбуждающихся колебаний, классификация возмущающих аэродинамических сил, уравнения движения 10
1.2. Теоретические и экспериментальные методы определения и исследования надбандажных и лабиринтных сил и их влияния на технико-экономические показатели работы турбоустановок 21
1.3. Постановка задачи исследования расходных и силовых характеристик различных типов многокамерных уплотнений турбомашин 42
Глава 2. Экспериментальная установка для исследования расходных и динамических характеристик различных типов уплотнений 45
2.1. Описание установки 45
2.2. Методика определения АС в уплотнениях экспериментальной установки. Оценка погрешности 55
2.2.1. Определение АС по распределению давлений в камерах уплотнения 55
2.2.2. Определение аэродинамических сил в уплотнении путем взвешивания ротора 62
2.3. Методика определения коэффициента расхода утечки через уплотнения. Оценка погрешности. 65
Глава 3. Исследование многокамерных уплотнений 68
3. 1. Проблемы проектирования многокамерных уплотнений 68
3.2. Методика исследования многокамерных уплотнений.75
3.2.1. Результаты экспериментальных исследований расходных характеристик многокамерных уплотнений 80
3.2.2. Результаты экспериментальных исследований силовых характеристик многокамерных уплотнений..86
3.3.Некоторые меры по снижению аэродинамических сил в многокамерных уплотнениях с использованием стабилизирующих устройств 98
Глава 4. Возмущающие аэродинамические надбандажные силы при парциальном подводе пара 116
4.1. Методика определения аэродинамических сил в уплотнениях при парциальном подводе рабочей среды ..117
4.2. Сравнение результатов экспериментов по определению аэродинамических сил в уплотнениях с методическими расчетами при наличии парциальности 136
4.3. Оценка возможности применения методики определения аэродинамических сил в уплотнениях турбин при парциальном подводе пара 152
Заключение 156
Список литературы. 158
- Теоретические и экспериментальные методы определения и исследования надбандажных и лабиринтных сил и их влияния на технико-экономические показатели работы турбоустановок
- Методика определения АС в уплотнениях экспериментальной установки. Оценка погрешности
- Результаты экспериментальных исследований расходных характеристик многокамерных уплотнений
- Сравнение результатов экспериментов по определению аэродинамических сил в уплотнениях с методическими расчетами при наличии парциальности
Введение к работе
На современном этапе развития турбиностроения отечественная энергетика переживает кризис, для которого характерны [I]:
1.Массовое исчерпание физического ресурса оборудования электростанций: паровые турбины почти всех основных типоразмеров, которые в свое время соответствовали мировому уровню, а иногда и превосходили его, уже очень давно находятся в эксплуатации.
2.Низкие экономические показатели электростанций: многие турбины выполнены в нескольких модификациях и прошли частичную модернизацию, направленную на повышение их экономичности и надежности. Эти изменения повысили эффективность и надежность турбин, однако не столь существенно, как это возможно сделать сегодня и как это делают многие зарубежные фирмы.
3.Нерациональная структура генерирующих мощностей вследствие ничтожной доли газотурбинных и парогазовых установок. Кроме того, значительная часть оборудования установлена на электростанциях с поперечными связями, не имеет промперегрева, его мощность ниже 100 МВт и, как следствие, технико-экономические показатели хуже, чем у энергоблоков сверхкритического давления (СКД).
4.Незначительный ввод новых мощностей современного уровня.
Как справедливо отмечает автор [2] : «В ближайшие 40 лет и в обозримом будущем ископаемые виды топлива остаются основным источником получения энергии. При низких расходах на оборудование, высоких КПД, экологичности, высоких коэффициентах готовности при соблюдении сжатых сроков сооружения предпочтение в новом тысячелетии будет отдаваться тепловым электростанциям, которые оправдали себя в процессе эксплуатации и обладают большим потенциалом использования новейших разработок.»
Основные направления совершенствования энергоблоков традиционны. Задача состоит в выборе тех, которые сегодня реальны и обеспечивают максимальный технико-экономический эффект.
Прежде всего следут рассмотреть термодинамическое совершенствование цикла путем повышения температур свежего пара, промперегрева и давления свежего пара.
Интерес к разработке паротурбинных блоков на «суперсверхкритические» параметры (ССКП) первоначально возник еще в конце 50-х годов, и это проявилось в создании пилотных блоков ССКП в некоторых странах (США, ФРГ, СССР). Угольный блок на ССКП оказывается по приведенной стоимости электроэнергии конкурентноспособным с парогазовыми установками с внутрицикловой газофикацией твердого топлива.
Магистральный путь развития отечественной теплоэнергетики - это создание мощных, совершенных энергоблоков на повышенные параметры пара, что подтверждается мировым опытом: большинство энергоблоков нового поколения европейских стран работает или строится на Р0 до 2&МПа, а последующие, вводимые в эксплуатацию в начале нового столетия, расчитаны на Р0 до 30...31 МПа .
Еще одной особенностью многих новых энергоблоков является повышенная (по сравнению с начальной) температура промперегрева, что даже при используемых сейчас высокоэффективных способах борьбы с влажностью снижает эрозию и повышает их экономичность.
Так как турбомашины были и будут оставаться основным тепловым двигателем в энергетике, то и проблемы обеспечения их надежности, долговечности и экономичности продолжают быть актуальными. Изложенные выше перспективы развития техники турбиностроения неизбежно сопровождаются ростом единичной мощности, вырабатываемой или потребляемой агрегатом, усложнением конструкции, уменьшением удельной металлоемкости, повышением параметров рабочего тела. Одновременно возникают требования повышения надежности оборудования, которые иногда противоречат задаче обеспечения максимальной экономичности. Таким образом, необходим комплексный подход к изложенным проблемам развития турбоустановок на стадии проектирования.
Одной из задач возникающих перед разработчиками перспективных блоков ССКП является обеспечение динамической устойчивости валопровода, поскольку с увеличением мощности и начального давления пара - в ступенях (на венцах рабочих лопаток) и в лабиринтных уплотнениях возрастает влияние неконсервативных аэродинамических сил, способствующих возникновению самовозбуждающихся колебаний роторной системы турбоагрегата.
Для снижения вероятности появления низкочастотной вибрации (НЧВ) ротора важной задачей является определение границы динамической устойчивости, т.е. того ряда параметров работы турбины, при которых спокойное вращение валопровода становится неустойчивым и возникают автоколебания с частотой, близкой к одной из собственных частот колебаний роторной системы. При появлении автоколебаний достигается значение мощности, которое принято называть пороговой мощностью. Дальнейшее нагружение турбоагрегата приводит к его повреждению и его нормальная эксплуатация становится невозможной.
Многочисленные примеры из практики эксплуатации турбомашин в предыдущие годы свидетельствуют о той важности, которую представляет собой проблема самовозбуждающихся колебаний валопроводов. Особая активность исследований природы и методов оценки мер устранения (или уменьшения) возбуждающих гидро- и аэродинамических сил, являющихся главной причиной массовых случаев низкой виброустойчивости роторов, проявилась после появления потребности в решении проблемы НЧВ на турбоагрегатах СКД.
Ряд организаций в нашей стране, специализирующихся в области энергетического оборудования (МЭИ, ЦКТИ, ТМЗ и др.) в конце б 0-х годов прошлого столетия обнаружили важность задачи предотвращения самовозбуждающихся колебаний роторов. В результате их усилий были разработаны теория, методы расчета аэродинамических сил, выявлены главные причины и выработан комплекс мер, обеспечивающих снижение величины возбуждающих сил и повышение порога самовозбуждения до необходимого уровня. Исследования в данном направлении продолжаются и на современном этапе развития турбиностроения, однако в настоящее время задача обеспечения наиболее низкого уровня НЧВ на всех режимах работы оборудования рассматривается параллельно с вопросами достижения максимальной экономичности турбины и одновременном увеличении межремонтного периода.
Одним из способов решения проблемы предельной мощности турбоагрегатов с учетом фактора динамической устойчивости является применение новых, нетрадиционных конструкций некоторых элементов турбин или использование специальных устройств, способствующих повышению виброустойчивости роторов.
Данная работа, выполненная на кафедре паровых и газовых турбин МЭИ, посвящена экспериментальным исследованиям сил газодинамического происхождения в лабиринтных и надбандажных уплотнениях различных типов и конструкций с последующим их сравнением и оптимизацией по совокупности расходных и силовых характеристик. Работа состоит из введения, четырех глав и заключения.
Первая глава, основанная на использовании источников специальной литературы, посвящена общему обзору причин возникновения самовозбуждающихся колебаний, классификации аэродинамических сил и методам их определения. В ней ставится задача настоящего исследования.
Во второй главе описывается созданный в МЭИ экспериментальный стенд «Динамическая модель уплотнения (ДМУ)», приводится методика опытных исследований на базе этой установки и оценка погрешностей экспериментов.
Третья глава содержит результаты обработки полученных практически значений аэродинамических характеристик различных типов уплотнений.
Четвертая глава описывает расчетную методику определения возмущающих аэродинамических сил при наличии парциальности. Приводится сравнение экспериментальных результатов с расчетными и дается оценка возможности их использования.
В заключении содержатся выводы о проделанной работе.
Автор выражает глубокую признательность к.т.н. Б.Н.Петрунину за непосредственное участие в подготовке и проведении экспериментальных исследований и огромную помощь в освоении теоретического материала на протяжении всей работы.
Автор благодарит к. т.н. СВ. Петрунина за сотрудничество при использовании программы для обработки результатов экспериментов на вычислительной технике, инженера И.А.Калашникова за любезно предоставленные им материалы экспериментальных исследований многокамерных уплотнений и стабилизирующих устройств, а также сотрудников опытного завода МЭИ за изготовление рабочей части стенда ДМУ.
Идея работы принадлежит научному руководителю д.т.н. профессору А.Г.Костюку, под руководством и с искренним вниманием которого она была доведена до представляемого здесь конечного результата, за что автор выражает особую признательность.
Теоретические и экспериментальные методы определения и исследования надбандажных и лабиринтных сил и их влияния на технико-экономические показатели работы турбоустановок
Одной из главных причин самовозбуждающихся колебаний ротора турбомашины часто оказываются нестационарные поперечные аэродинамические силы, возникающие в результате нестационарного течения в надбандажных уплотнениях рабочих лопаток и в лабиринтных уплотнениях турбин при поперечных колебаниях вала. Причем эти силы практически могут иметь не меньшее, а в отдельных случаях даже гораздо большее значение, чем рассмотренные выше венцовые силы/ что подтверждает анализ, проведенный в МЭИ [4,32,33]. Например, в работе [33] представлены расчеты пороговой мощности турбоагрегата мощностью 300 МВт, выполненные по методике, изложенной в [4] для нескольких типов надбандажных уплотнений проточной части ЦВД. Динамические характеристики масляного слоя подшипников были приняты по расчётным данным, податливости опор - по экспериментальным. Результаты расчётов доказывают, что венцовые силы при пропорциональном изменении осевого и радиального зазоров не влияют на изменение пороговой мощности, а учёт надбандажных сил при номинальных зазорах приводит к снижению пороговой мощности почти в два раза; при изменении зазоров также прослеживается уменьшение пороговой мощности по сравнению со случаем учёта влияния только венцовых сил, что проиллюстрировано на рис.1.3., где приняты обозначения: S - переменные величины зазоров; 8а - номинальные (исходные) зазоры; Nn - пороговая мощность; NH - номинальная мощность турбоагрегата.
Лабиринтные уплотнения получили широкое распространение и экстенсивно использовались с начала 1900-ых годов благодаря своей надежности, простоте проектирования и хорошего изготовления в относительно грубых условиях, а соответственно низкой себестоимости, и возможности эксплуатации при чрезвычайных неблагоприятных условиях: радиальном эксцентриситете, осевых смещениях, отклонениях колеса от формы окружности и т.д. Лабиринты, используемые для снижения утечек пара, влияющих на экономичность работы турбомашин, являются бесконтактным видом уплотнений в отличие от других, альтернативных конструкций.
Теория лабиринтных уплотнений появилась в процессе разработки методов проектирования и расчета турбоагрегатов. Пионером в исследовании проблемы механизма возникновения циркуляционных сил в уплотнениях и их влияния на колебания валопроводов турбомашин считается J.S.Alford [34]. Он связал явление автоколебаний роторов авиационных турбомашин с динамическими свойствами лабиринтных уплотнений,
При рассмотрении результатов расчёта возмущающих сил весьма важно учитывать их зависимость от используемых расходных характеристик: собственно расхода, коэффициентов расхода через гребни, распределения давлений вдоль оси уплотнения, получаемого расчётом. В начале века Stodola А. [35] предложил считать расход через уплотнение по полуэмпирической формуле, которая, несмотря на присущие ей недостатки из-за принятых допущений, до сих пор широко распространена во многих официальных расчётных методиках благодаря своей простоте. Для согласования с экспериментальными данными приходится вводить ряд эмпирических параметров [36-4 3], чтобы учесть толщину и округление кромки гребня, наклон гребня, неполноту гашения кинетической энергии в камере перед следующим гребнем, режим течения, геометрию камеры, число гребней в уплотнении и т.д.
Впервые теоретически обоснованная математическая модель нестационарного течения рабочего тела в уплотнениях при несимметричном расположении вала сформулирована в варианте «дискретной» и «континуальной» моделей А.Г.Костюком в работе [44]. Дальнейшее развитие получила «дискретная» модель, представленная в работах [30,33,45-48] и др. В исходной модели предполагалось, что вал совершает поперечное движение и зазоры в уплотнении меняются как в пространстве так и во времени; размеры щели S малы по сравнению с высотой камеры b (рис.1.4.) и площадь поперечного сечения канала / принята постоянной в окружном направлении; поток в камере между гребнями при течении в Параметры течения в лабиринтном уплотнении.
Методика определения АС в уплотнениях экспериментальной установки. Оценка погрешности
Для того, чтобы решить задачу определения порога динамической устойчивости ротора турбоагрегата, необходимо знание коэффициентов жёсткости АС при прецессии, соответствующей первой собственной частоте колебаний системы. Однако экспериментальные исследования усилий, действующих на колеблющийся ротор весьма сложны. На данном этапе была поставлена цель - экспериментально изучить АС в уплотнениях при статических отклонениях центра ротора относительно центра расточки уплотнения и сравнить экспериментельные данные с расчётами по методике МЭИ (полагая скорость прецессии 0=0) .
На установке ДМУ предусмотрена возможность определения АС в уплотнениях двумя способами. Первый заключается в том, что производится измерение распределения статического давления по окружности и вдоль камер уплотнений и затем подсчитывается результирующая сила, действующая на ротор. Второй способ состоит в использовании упомянутой выше пружинной опоры (рис.2.2) в качестве двухкомпонентных тензометрических весов. Первым способом можно определить как результирующую, так и АС действующие в каждой камере, тогда как вторым способом определяется результирующая аэродинамических сил, действующих на ротор.
Для определения АС измеряются статические давления в уплотнении как по длине, так и по окружности камер. При отклонении центра ротора относительно центра расточки уплотнения появлялась неравномерность статического давления, вызывающая АС, действующие на ротор.
Измерения выполнялись как на статорнои части уплотнения, так и на роторе (в последнем случае измерения проводились при неподвижном роторе). Эксперименты показали, что разница в величинах статических давлений на статорнои и роторной частях для одного и того же сечения не превышает величины Ат =2/Q г поэтому в дальнейшем отборы статического давления осуществлялись только на статорнои части, а величина Ат учитывалась как неисключённая методическая погрешность [78].
В качестве регистрирующих приборов использовались подключённые параллельно дифференциальный водяной манометр и прибор марки МС-Э1, предназначенный для непрерывного преобразования в пропорциональный электрический сигнал избыточного давления с последующей передачей показаний на цифровой вольтметр (рис.2.5.).
Определение эксцентриситета производилось двумя механическими индикаторами перемещений часового типа, расположенными в 2-х сечениях (в вертикальной и горизонтальной плоскости); точность измерения ±0,01АШ. Определение зазоров осуществлялось щупом с точностью измерения ±0,05лш. Число оборотов измерялось электронным цифровым тахометром ЦАТ-2М, точность измерения ±1 об/мин .
Измерения распределения давления по длине рассматриваемого трехгребенчатого уплотнения показали, что неравномерность распределения относительно невелика, поэтому использовались измерения давлений только в среднем сечении каждой камеры, так что: SK = -Х ; \р(р) sinp dip; (2 . 3) =1 о п 2я" S„ = -J IA \рц(Ф) -cosд dtp . (2.4) =i о Погрешность при таком переходе учитывалась как неисключённая методическая Аш [78] и не превышала 7/0 Для оценки погрешности определения аэродинамических сил при использовании водяного дифференциального манометра (погрешность Ар = 20Па) выберем характерный режим: эксцентриситет W= 0,9 мм, зазор (средний) «5 с/) = 1,35 лш; начальное давление рй = \5кПа . Расчёт по формулам (2.3) и (2.4) дает величины SK = 4&H, SH = 53 Я . Приведём оценку погрешности на примере величины Sx. Погрешность результата примем по [7 9] как для косвенных измерений.
Результаты экспериментальных исследований расходных характеристик многокамерных уплотнений
По результатам продувок элементов А, А} , Б, Бх, В были спроектированы и изготовлены многокамерные уплотнения пяти различных, широко применяемых в отечественном и зарубежном турбиностроении конструкций, которые изображены на рис.3.5. Для всех представленных конструкций; величины толщин гребней и радиальных зазоров соответственно д = \мм, Д=1лш; выбраны равные характерные диаметры; общий осевой размер примерно одинаков. Соотношение геометрических параметров элементов исследованных моделей оптимально, число гребней не менее 10-ти, верхняя часть изображения относится к статору, нижняя - к ротору. Результаты последующих продувок были приведены к следующим параметрам: давление на входе в уплотнение р0 = 124 кПа; давление на выходе из уплотнения (барометрическое) рБ= 100 кПа; окружная состаляющая скорости потока на входе в уплотнение с0 = 42 м/с .
Характер зисимостей показывает, что при данных условиях оптимальным числом гребешков можно принять 9 zCT \2, Из этих экспериментов можно определить коэффициенты расхода /л. Для первых трёх конструкций определяющим дросселем следует считать минимальный радиальный зазор 5Г = бнш -=1лш и для них.
Для употнения типа IV определяющими следует считать осевые зазоры, а для уплотнений типа V вообще затруднительно однозначно определить величину зазора и число дросселей. Вернее, для какого-то отдельного положения и для какого-то конкретного образца это сделать можно, но для общего пользования вероятно следует задаться каким-то способом определения и величины зазора и количества дросселей. В данном случае согласно [87] было принято для уплотнений типа IV и V гдр=2-ггт и zCT - число гребней там, где оно меньше. Некоторые приведённые значения величины дросселя согласно [87]: 4ом = )2-ь42, (3-7) где tCT - шаг, с которым гребни расположены на поверхности в меньшем количестве; Д - толщина одного гребня (рис.3.5.), 8Г - радиальный зазор. Опытный коэффициент расхода, подсчитанный по формуле (3.6), представлен в табл. 3.3. Таблица 3.3. Модель I II III IV V (Нэкв 1,15 0,60 0,61 0,81 0,75 подсчитан с учётом коэффициента влияния прямоточности ку . В условиях строгого соблюдения равенства параметров потока на входе и выходе для различных сравниваемых конструкций уплотнений в проведённых исследованиях, формула Стодолы для расчёта утечек принимает вид.
Вообще, для нахождения истинных значений коэффициента расхода необходимо проведение специальных опытов в условиях работающей ступени. Трудности, связанные с реализацией этой задачи, заключаются в разделении основного потока и потока утечек через уплотнение. В [36,42,84,88-90 и др.] приводятся возможные варианты зависимостей для вычисления коэффициента расхода и его значения, найденные опытным путём при различных режимах работы. Из-за значительного расхождения численных значений расходных характеристик уплотнений, полученных как в принципиально разных, так и в идентичных методиках, в представляемой работе экспериментально измерялся расход С!у и по (3.6)
Сведения о параметрах потока в подобного рода исследованиях необходимы, так как в большинстве отечественных и зарубежных методик расчёта утечек через лабиринтные уплотнения турбомашин, основанных на применении формулы Стодолы, вводят некоторые поправочные коэффициенты [36,85,91], учитывающие сужение потока в зазорах и неполноту гашения скорости в камерах. Эти коэффициенты, как правило, определяются по эмпирическим формулам или графикам в зависимости от геометрических параметров. Обобщённый коэффициент расхода /л представляет собой произведение этих коэффициентов и определяется геометрическими параметрами уплотнения. При исследовании влияния режимных параметров потока на коэффициент ц , обнаружилась его зависимость от числа RQ = бдр с I v (где с - расходная скорость в зазоре Sm, ; v - кинематическая вязкость) при значениях Re=2000 и ниже (рис.3-7.)- Если же параметры потока находятся в зоне автомодельности /и по числу Re, то параметр /л определяется только конструктивными особенностями уплотнения.
Для выбора оптимального варианта конструкции по расходу утечки на рис.3.8. приведены величины раходов испытанных конструкций уплотнений JJ и III, отнесённых к расходу через уплотнение модели I, а значения относительных расходов для моделей IV и V на том же рисунке представлены в зависимости от относительного смещения ротора X = X/tcr, где X - смещение ротора относительно статора (рис.3.5.).
Для сравнения испытанных конструкций уплотнений по возмущающим силам, на рис.3.9. показана зависимость относительной жёсткости D (отношения жёсткости неконсервативной составляющей поперечной АС, действующей на ротор со стороны уплотнения, к аналогичной жёсткости силы для прямоточного уплотнения I) от относительного осевого смещения ротора.
Сравнение результатов экспериментов по определению аэродинамических сил в уплотнениях с методическими расчетами при наличии парциальности
В изложенной методике определения аэродинамических сил в уплотнениях при наличии парциального подвода рабочей среды используются аэродинамические характеристики, полученные в результате продувок экспериментальной модели.
Значения аэродинамических сил, действующих в реальных установках, могут не соответствовать расчётным из-за возможного несовершенства представленной методики, либо не-доста-тка экспериментальных данных, -характерных .именно .для выбранного натурного объекта.
С целью подтверждения возможности использования изложенной методики, в данном разделе приводятся результаты обработки экспериментальных данных в сравнении с методическими расчётами силовых .характеристик уплотнения типа В (рис.4.6.) с разной степенью парциальности.
Испытания моделей уплотнений при неполном по окружности подводе среды и определение возникающих при смещений ротора из центрального положения азродинамических поперечных сил выполнены на экспериментальном стенде [50] , В качестве базовой модели для всех испытанных типов уплотнений, была выбрана однопоточная конструкция, схема которой представлена на рис.4.8.
Нагнетаемый компрессором воздух проходя кольцевую сопловую решетку 2, расположенную в -под-водящем канале -1 и предназначенную для отклонения потока на заданный угол, поступает в камеру А,
Элементы 3, 4, 5 в течении всего экспериментального цикла не менялись. Уплотнительный фланец 3 предусмотрен для исключения радиальных утечек и поддержания постоянства термо- и аэродинамических параметров потока в камере перед модельным уплотнением при задании радиального смещения ротора относительно статора.
Модельное уплотнение формировалось из сменных элементов б и 7, варианты которых представлены на рис-. 4-. 6, где верхние части относятся к статору, нижние - к ротору. Камера перед модельным уплотнением имела регулируемый перепуск в атмосферу, при помощи которого можно было воздействовать на перепад давлений на сопловую решётку, что в совокупности с изменением давления перед сопловой решёткой, позволяло устанавливать необходимую величину окружной составляющей скорости потока на входе в модельное уплотнение, которая определялась из показаний пневмометрического зонда, измерявшего полный напор, и угломера, фиксировавшего направление потока.
Течение в уплотнении в случае парциального .подвода потока, моделировалось с помощью секторов съёмных кожухов 8, установленных в заданном месте кольцевого канала подвода рабочей среды к уплотнению,- образованного поверхностями Статора и ротора, и закрывающих нёко"торыи сегмент этого -канала. Были проведены опыты при значениях степени парциальности (т.е. отношении длины средней окружности подводящего кольцевого канала, не закрытого сегментом кожуха, к полной длине окружности кольцевого подводящего канала) =0,25; 0,5; 0,75; 0,8; 1,0. При этом для каждой из моделируемых величин є секторы кожухов устанавливались согласно рис.4.7, где варианты 1-8 иллюстрируют установку кожуха симметрично одной из четырех осей (х-х, у-у, z-zf till) , а варианты 9 12 -= то же, но при кожухе, разделённом на две симметричные равные части.
Чтобы опытным путём- определить аэродинамические силы, в уплотнениях — использовались оба способа, описанные во второй главе. Для реализации первого способа, в каждой камере с помощью водяного дифференциального манометра производились замеры "распределения статического давления lib окружности статора. В каждом лабиринте равномерно располагалось по двенадцать приёмников давления (рис.2.6.). Возбуждающие аэродинамические силы, действующие на ротор, проявлялись из-за неравномерности статического давления, вызванной смещением центра ротора относительно центра расточки уплотнения, как показано на рис.4„5.
Консервативная и неконсервативная составляющие АС на основании зпюры давлений выражались через простые функции и линейно суммировались по числу камер в предположении о прямой пропорциональности распределения сил по камерам.
Основное внимание заслуживает сила SH , поскольку она наиболее значительно влияет на динамическую устойчивость ротора. При варьировании режимов работы исследованных уплотнений, в качестве функции от степени парциальности для всех предложенных вариантов расположения кожухов принята относительная жёсткость D неконсервативной силы SH отношение жёсткости неконсервативной силы при заданной степени парциальности е к аналогичной жёсткости при е-\. Данные зависимости для исследованных моделей уплотнений (рис.4.6) представлены на рис.4.9-4.11. Числа у кривых на рисунках соответствуют номерам вариантов на рис,4.7. Исследования проводились в условиях соблюдения равенства параметров потока на входе и выходе для всех сравниваемых конструкций уплотнений.
Анализ этих зависимостей приводит к выводу, что наибольшие возбуждающие силы при смещении центра ротора относительно центра расточки уплотнения показанном на рис.4.5, наблюдаются в случае варианта 2 (рис.4.7) расположения дуги парциальности, а наименьшие - в случаях разделённого на две симметричные равные части кожуха (9-12), причём значения относительных жесткостей примерно пропорциональны величине степени парциальности, что особенно характерно для уплотнений А и Б (рис. 4.6), а для двухгребенчатого уплотнения типа В просматривается наиболее существенная зависимость от расположения дуг парциальности.
На рис.4.12 представлены зависимости относительной жёсткости от давления на входе в уплотнение В (рис.4.б) для вариантов 2 и 12 расположения дуг парциальности при всех исследованных значениях є. Сравнение этих зависимостей дает основание предполагать, что при возрастании величины давления на входе в уплотнение наблюдается отклонение зависимостей от прямой D=, причём для варианта 2 это отклонение характерно ещё большим увеличением относительной жёсткости.
