Усилия в центробежных насосах.

При работе центробежных насосов на роторе возникают осевое и радиальное усилия. Причина возникновения осевого усилия объясняется на основании рис. 9.1. В соответствии с рисунком осевое усилие на колесе можно рассматривать как разность двух противоположно действующих сил и .

Рис. 9.1. К определению осевого усилия

Сила от давления жидкости на наружную поверхность колеса направлена в сторону всасывания. Сила от скоростного воздействия потока жидкости на внутреннюю поверхность колеса направлена в другую сторону. Возникновение силы объясняется особенностями эпюр давления по обеим сторонам колеса. Эпюра давлений по передней стороне колеса (сторона всасывания) при нормальной работе переднего щелевого уплотнения имеет ступеньку в месте его расположения (сплошная линия на рисунке). Выше уплотнения давление остаётся близким к давлению за колесом р₂, постепенно уменьшаясь по мере приближения к уплотнению. Ниже уплотнения давление низкое и соответствует давлению всасывания насоса р₁. По задней стороне колеса эпюра давлений до диаметра щелевого уплотнения формируется симметрично эпюре с передней стороны колеса. В этом случае верхние части эпюр будут взаимно уравновешивать друг друга. Нижние части двух эпюр в этом случае будут разными по величине, и в результате их сложения образуется эпюра, представленная нижней частью суммарной эпюры давлений, показанной в правой части рисунка. Она обеспечит неуравновешенную осевую силу (осевое усилие) . Если же переднее щелевое уплотнение отсутствует или плохо работает, то падение давления с передней стороны колеса от давления за колесом до давления на всасывании насоса будет проходить по пунктирной линии на рисунке 9.1. В таком случае суммирование эпюр давления с обеих сторон колеса приведёт к получению всей эпюры, представленной в правой части рисунка. Соответственно к осевому усилию в этом случае прибавится дополнительное усилие , направленное в ту же сторону – в сторону всасывания колеса. Обычно сила значительно меньше и не учитывается. Результирующую силу при нормально работающем переднем щелевом уплотнении для консольных насосов можно определить по приближённой зависимости

,

где k_α = f (n_s), см. рис. 9.2

Рис. 9.2.

Уравновешивание осевого усилия может обеспечиваться просто упорными подшипниками на линии вала, если это допустимо по величине силы и условиям эксплуатации насоса. В то же время это усилие желательно устранить, чтобы исключить его вредное влияние на надёжность и ресурс насоса. Для этого применяют различные способы, из которых наиболее распространённые показаны на рис. 9.3 и 9.4. На рис. 9.3 а показано выполнение колеса насоса с двухсторонним входом жидкости. Такое решение полностью устраняет осевое усилие, но усложняет конструкцию колеса и входное устройство насоса. Для двухколёсного одноступенчатого насоса может быть предложена конструкция 9.3.д. Для одноколёсных насосов распространена схема 9.3 в. В ней щелевые уплотнения выполняют с обеих сторон колеса. Выше уплотнений эпюры давлений будут симметричными. Ниже уплотнений полость всасывания и полость за колесом соединяются дренажными отверстиями, которые выравнивают давления по обе стороны колеса ниже уплотнений. Диаметры щелевых уплотнений могут быть одинаковыми или разными, при этом может создаваться различная величина противодействия осевому усилию, которая будет учитывать реальное соотношение сил, действующих вдоль оси вала. Аналогичного результата можно достичь в подобной конструкции без дренажных отверстий. Для этого снижение давления в полости под уплотнением с тыльной стороны колеса обеспечивается импеллером – специальным центробежным колесом, расположенным на тыльной стороне диска основного колеса. При работе насоса разрежение на всасывании импеллера обеспечивает выравнивание давлений по обе стороны колеса ниже диаметра уплотнений (рис.9.3.г). Установка импеллера исключает появление дополнительного потока внутренних утечек, возникающего при использовании дренажных отверстий. Применение импеллера возможно и при отсутствии заднего щелевого уплотнения. Для многоступенчатых насосов возможна разгрузка от осевого усилия с помощью разгрузочного поршня (рис. 9.3 б.). По обе стороны разгрузочного поршня обеспечивается разное давление, благодаря тому, что одна сторона находится под конечным давлением насоса, а вторая сторона – под давлением в камере, которая соединена с всасыванием первой ступени. На рис. 9.4. показано уравновешивание осевого усилия для аналогичного насоса с помощью разгрузочного диска. Особенность этой конструкции в том, что диск в камере имеет небольшую осевую подвижность. Благодаря ей зазор b_д может уменьшаться или увеличиваться. При увеличении зазора давление р₄ во внутренней камере падает и наоборот. В зависимости от соотношения давлений р₄ и р₅ происходит смещение разгрузочного диска либо в стороны всасывания, либо в другую сторону, что опять-таки влияет на изменение зазора b_д и через это на изменение соотношения давлений р₄ и р₅ по обе стороны диска. Этим достигается автоматическое самоустанавливание диска в камере и одновременное поддержание необходимого противодействия осевому усилию. Такое саморегулирование выгодно отличает конструкцию с разгрузочным диском от конструкции с разгрузочным поршнем.

Рис. 9.3. Способы уравновешивания осевого усилия: а – колесо с двусторонним подводом жидкости;
б – уравновешивание разгрузочным поршнем; в – колесо с двусторонним уплотнением и
дренажными отверстиями; г – колесо с двусторонним уплотнением и импеллером;
д – уравновешивание встречным расположением колёс

Рис. 9.4. Уравновешивание осевого усилия разгрузочным диском

Помимо осевого усилия в центробежных насосах имеет место радиальное усилие на колесе, которое объясняется неполной симметрией реальной картины течения потока в отводном канале относительно оси вращения колеса. Об особенностях этого течения уже говорилось при рассмотрении вопроса профилирования улитки. Радиальное усилие F_r, которое возникает из-за неполной симметрии течения, зависит от режима работы и коэффициента быстроходности насоса. Направление этого усилия в зависимости от расхода и n_s определяется углами α или φ (см. рис. 9.5 и 9.6). При расходах меньше расчётного вектор F_r направлен примерно под углом α = 100^о к оси х, а при расходах более расчётного – α ≈ 300^о. Величина этого усилия также зависит от режима работы насоса, поскольку оно зависит от давлений на выходе из колеса и от распределения этих давлений по окружности колеса (см. рис 9.5 а). Его можно определить по формуле:

,

где – ширина колеса на выходе, включая толщину дисков.

Рис. 9.5. Распределение напора в цилиндрическом сечении при выходе из рабочего колеса насоса (а)
и схема действия радиальных сил F_r на рабочее колесо (б)

Компенсация радиального усилия может быть выполнена за счёт применения нескольких частичных отводов, симметрично расположенных по окружности колеса. В таком случае радиальные силы, возникающие в каждом частичном отводе, будут уравновешиваться противоположными силами симметричных отводов. Далее выходы частичных отводов могут оформляться как отдельные патрубки или объединяться в единый отводящий патрубок (см. рис. 9.7, 9.8).

Рис. 9.6. Зависимость коэффициента k_F и угла φ от n_s

Рис. 9.7. Двойной спиральный отвод с отдельными отводящими патрубками

Рис. 9.8. Двойной спиральный отвод с единым отводящим патрубком