Опоры качения в тяжелых режимах эксплуатации - Комиссар А.Г.
Скачать (прямая ссылка):
веса ротора P (для насосов с горизонтальным и наклонным валом); эта нагрузка также неподвижна относительно корпуса и направлена вниз;
инерционных сил, возникающих в связи с неуравновешенностью ротора.
В общем случае инерционные нагрузки на роторе приводятся к центробежной силе Fn и моменту /Иц, вращающимся вместе с валом. При изготовлении насосов инерционные силы устраняются динамической балансировкой роторов. Остаточная неуравновешенность А деталей при балансировке определяется по графику на рис. 81, б.
Гидравлическая сила на рабочем колесе
где k — коэффициент радиальной силы; g — ускорение свободного падения, м/с2.
Для спирального отвода коэффициент радиальной силы
где величина kv определяется по графику на рис. 81, в в зависимости от параметра
R = kyD2B2Hg,
(41)
'о
> 120.
Опоры качения насосов
261
Для случая ns < 120 по тому же графику можно определить значения k непосредственно (штриховые линии). Отсчет угла ф направления усилия производится от плоскости, перпендикулярной оси напорного патрубка, в направлении расширения меридионального сечения спирали. Приближенное определение сил проводится из условий kv = 0,36; ф = 100° при Q < Q09 <р - 300° при Q > Q0.
В отводах кольцевого типа k = 0,36 -0-.
40
По данным ВНИИГидромаша, радиальная сила, подсчитанная по приведенной методике, завцшена; в последних расчетах по формуле (41) принималось значение k — 0,1—0,3 (большие значения —для больших диаметров рабочего колеса и более высоких частот вращения).
Если неуравновешенность ротора не превышает величины А, инерционными силами при расчете подшипников можно пренебречь. Однако при работе грунтовых, Песковых и других насосов, перекачивающих абразивные материалы, происходит значительное изнашивание лопастей рабочих колес. Это приводит к возникновению вращающейся с валом центробежной силы
Fn = пт2е,
где е — эксцентриситет центра тяжести неуравновешенного ротора.
Начальный эксцентриситет (м)
где т — масса ротора.
Данные об изменении е в процессе эксплуатации получают экспериментально. При отсутствии опыта эксплуатации насосов в заданных условиях силу F1x учитывают введением коэффициента безопасности Kq в расчет эквивалентной нагрузки.
Суммарная радиальная нагрузка на рабочем колесе
^R = (R± P sin ф cos ос -J- Fn) fm, (42)
где а — угол наклона ротора насоса к горизонту.
Знак «+» в формуле (42) выбирается, если выходной патрубок насоса направлен вниз, «—» — если направлен
262
Тяокеяонагружеиные и быстроходные опоры качения
вверх. Коэффициент fm определяется по графику на рис. 81, г в зависимости от
__R rfc P sin ф cos а
ті /? і P sin ф cos а -f
Радиальная сила на опорах при консольной установке рабочего колеса (рис, 81, д)
pi HR(Ii + 1г) . Г г =--—і-,
T7U _ LRIi
Г г — 7 -
Осевая сила в центробежном одноступенчатом насосе направлена против направления всасываемого потока. Составляющими от неуравновешенности ротора при определении осевой силы на подшипник пренебрегают, вес учитывается только для насосов с углом наклона ротора к горизонту а > 60°.
Формула для расчета осевой силы (см. рис. 81, а) имеет вид
A=(A1 + A5 + An) - (A2 + A3 + Л4),
где составляющие осевой силы, направленные в сторону засасываемого потока: A1 — сила на участке рабочего колеса от Ry до R2, A3 — сила от поворота потока на входе в лопатки, A11 — сила от подпора жидкости на входе в ступень; составляющие осевой силы, направленные против засасываемого потока: A2 — сила на участке между R2 и R3, A3 — сила на разгрузочных лопатках, Л4 — сила на участке между R^ и RBT.
Формулы для определения составляющих осевой силы (H) следующие:
A1 = ^(Rl-#)(//,-*?^),
где (ок — угловая скорость рабочего колеса, с"1; g — ускорение свободного падения, м/с2; H9 = #T(l —
— ^J2 ) —потенциальный напор на выходе из рабочего
колеса, м(^НТ = -~- —теоретический напор насоса, м; ті = 0,80ч-0,85 — гидравлический коэффициент полезного
Опоры качения насосов
263
действия; и — окружная скорость на периферии колеса, м/с);
- _ т2.
A nnD™y-
лп ~ P4 у
Л2==яТ(^-«!)(Яр--^Ісок2)! A3 = пу (Rt - Rl) (Яр - O)02) ,
где O)0 = ^0,4 + 0,6 h^_s^j ®к — угловая скорость потока в зазоре;
A4 = пу (Rl - Rlr) ( Я; - «?)>
, і r>2 _ D2 п
где Hp=Hp—- АН (^AH = 3 4 4 Co0 — падение напора в зазоре S^j.
Осевая нагрузка на фиксирующий подшипник
Примеры проектирования опор центробежных насосов. На рис 82 показаны опоры качения тяжелого центробежного насоса. На консольную часть двухопорного вала 5 навинчено рабочее колесо. Передняя плавающая опора насоса включает один радиальный сферический двухрядный роликоподшипник 3, напрессованный на вал по посадке 66 до упора в бурт. В корпусе 4 подшипник установлен по посадке Л и в осевом направлении не зафиксирован. Односторонняя осевая фиксация на валу компенсирована ограниченным зазором между торцом крышки 2 и соответствующим торцом наружного кольца подшипника. Уплотнительное устройство передней опоры включает лабиринтное уплотнение, образованное отбойником / и торцовой крышкой 2, и манжетное уплотнение, размещенное в крышке 2. Отбойник / служит для сброса случайных утечек через герметизатор рабочего колеса в отверстие 17.
