Радиальные и осевые силы в центробежных насосах.

Основными причинами возникновения радиальных сил, действующих со стороны вращающегося ротора на подшипники насоса, являются:

1- масса ротора насоса с учетом перегрузок,

2- неуравновешенные силы инерции (при отсутствии достаточной балансировки

ротора),

3- гидродинамические силы, действующие на центробежное РК при нарушении

симметрии потока на выходе из РК в отводящее устройство.

При размещении насоса на транспортном средстве наличие перегрузок неизбежно и регламентируется существующими правилами и нормами. Перегрузка в 3 g и массе ротора 100 кг вызывает появление усилия 3 000 Н. Стационарные насосные станции проектируются с учетом сейсмических нагрузок.

Существующие методы изготовления и балансировки позволяют свести до минимума нагрузки на подшипниковые опоры от сил инерции, возникающих при вращении ротора.

Механизм возникновения радиальных сил гидродинамической природы - F_r определяется, в основном, типом и конструкцией отводящего устройства.

Осевая симметрия течения жидкости через РК при рационально спроектированных спиральных отводах (и подводах) реализуется только при работе насоса с оптимальной подачей Q_опт. При регулировании подачи насоса Q режим отличается от оптимального и равномерное по окружности распределение давления в окружающем РК отводе изменяется. При Q < Q_опт скорость течения в спиральном отводе уменьшается к выходу, а давление возрастает, т.е. отвод работает как диффузор. В результате формируется радиальная сила, действующая а направлении от выхода из спирали к оси вращения. При Q > Q_опт отвод работает как конфузор и направление радиальной силы изменяется на противоположное.

На рис. 10.1 показана качественная зависимость от Q величины F_r и направления вектора суммарного радиального усилия для центробежного насоса с однозаходной улиткой.

В насосах с кольцевым отводом радиальное усилие существует при любых отличных от нуля значениях подачи, как это условно показано на этом же рисунке. Вышесказанное подтверждается измерениями распределения давления по окружности улитки, а также прямыми измерениями усилий, действующих на подшипники насосов при их испытаниях.

Необходимо отметить, что регистрируемая в экспериментах F_r представляет собой переменную во времени величину, имеющую в качестве динамической компоненты составляющую с частотой, равной частоте вращения вала и составляющую с частотой, равной произведению частоты вращения вала на число лопастей РК. Динамические компоненты соизмеримы по величине с интегральной во времени величиной F_r. Они во многом определяют виброакустические характеристики насосного агрегата.

Расчет осредненной величины F_r производится на основе теоретических предпосылок по эмпирическим формулам как доли от суммарного радиального усилия, действующего на площадь цилиндрической поверхности выходного сечения РК , равную: π D₂ b₂.

Для насоса с однозаходным спиральным отводом:

F_r= к [1- (Q /Q_опт)²] D₂ b₂ Н g ρ. (10.1)

Для насосов с кольцевым отводом:

F_r= к ( Q /Q_опт) D₂ b₂ Н g ρ. (10.2)

Коэффициент к определяется по данным специальных испытаний. В настоящее время накоплено достаточно сведений о его величине, зависящей от коэффициента быстроходности. В ориентировочных расчетах рекомендуется принимать к=0,36.

Численная оценка F_r при Q =0 приводит к величине:

F_r = 0,36 . 1 . 0,25 . 0,05 . 20 . 9,81 . 1000 = 900 Н.

С целью уменьшения радиальных сил в центробежных насосах применяют:

- канальные (лопастные) отводы,

- двухзаходные улитки спиральных отводов,

- установку на входе в РК устройств, выравнивающих распределение скоростей потока.

Осевая сила - Fос, воспринимаемая упорным подшипником (подпятником) насоса складывается из веса ротора с учетом перегрузок и 2-х основных усилий, сопровождающих работу насоса:

-F₁ос – обусловленная поворотом потока на 90⁰ при движении среды в МЛП от входа в РК к выходу из последнего и направленная по направлению скорости С₀ входа в рабочее колесо,

-F₂ос - возникающая вследствие разности давлений, действующих на рабочее колесо со стороны всасывания и с обратной стороны, и обычно направленная навстречу первой.

Вышесказанное поясняет схема потока через РК и эпюры давления, представленные в осевом сечении проточной части насоса на рис. 10.2. При вращении РК – 1 , в корпусе насоса – 2, давление перекачиваемой среды возрастает от давления во входном сечении - Р₁ до давления на входе в отвод - Р₂. Корпус 2 сопряжен с приводным валом РК 3 через уплотнение вала 4. В заполняющей зазоры 5 и 6 жидкости устанавливается распределение давлений, конфигурация которых определяется:

- величиной давления Р₂,

- вращением жидкости в зазорах со средней угловой скоростью ω¹ ≈ 0,5 ω, поскольку одна из стенок зазоров неподвижна.

При отсутствии вращения распределение давления по радиусу Р(r) равномерное и равно Р₂. Вращение жидкости приводит к уменьшению Р(r) с уменьшением радиуса из-за действия центробежных сил, формирующих поле давлений Рω¹. С целью уменьшения объемных потерь РК обычно оборудовано щелевым гидравлическим уплотнением 7 диаметром Dупл, поэтому при r<0,5Dупл существует разность давлений ΔР, порождающая F₂ос.

Величину F₁ос можно оценить применяя к повороту течения теорему об изменении количества движения системы материальных точек в проекции на ось вала х :

М С₂ - М С₀ = ρ Q С₂ - ρ Q С₀ = R. (10.3)

Поскольку С₂ = 0, то суммарное усилие, действующее на поток в проекции на ось х R == - ρ Q С₀ и направлено противоположно оси х. Искомая F₁ос = -Rи равна: