уплотнение вала турбокомпрессора

Формула изобретения

1. Уплотнение вала турбокомпрессора, содержащее аксиально-подвижное кольцо с нажимным устройством и вращающееся уплотнительное кольцо, причем на торцевой уплотнительной поверхности одного из них выполнены спиральные напорные канавки, отличающееся тем, что рабочие и нерабочие кромки спиральных канавок выполнены по радиусу R_c, определяемому выражением:



причем начала радиусов R_c рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок расположены по окружности, радиус r которой определяется согласно формуле



а угол между точками, с которых проводятся рабочие и нерабочие кромки спиральных канавок составляет



где R_н и R_в - наружный и внутренний радиусы участка уплотнительного кольца, на котором выполнены спиральные канавки;

- угол наклона рабочей кромки на входе в спиральную канавку, при этом = 14 5^o;

- угол наклона рабочей кромки на выходе спиральной канавки, при этом = 18 5^o;

n - число спиральных канавок.

2. Уплотнение по п.1, отличающееся тем, что начала радиусов R_c нерабочих кромок спиральных канавок расположены на окружности, радиус r_н которой определяется по формуле

г

Описание изобретения к патенту

Изобретение относиться к уплотнительной технике и может быть использовано в турбомашинах различного назначения для уплотнения вращающихся валов.

Известна конструкция самоустанавливающегося торцового уплотнения, содержащая установленное в корпусе аксиально-подвижное кольцо с нажимными пружинами, а на валу вращающееся уплотнительное кольцо, причем торцовая поверхность последнего снабжена уплотнительным пояском и микроканавками на периферии кольца (например, в виде ступенек Релея) [1].

Недостатком такой конструкции уплотнения вала является сложность обеспечения требуемого минимального уплотнительного зазора при проектировании, что требует экспериментальной отработки каждого нового типоразмера уплотнения.

Наиболее близкой по назначению, технической сущности и достигаемому результату является конструкция уплотнения вала, принятая в качестве прототипа и содержащая установленное в корпусе аксиально-подвижное кольцо с нажимными пружинами, а на валу вращающееся уплотнительное кольцо, причем торцовая поверхность одного из них снабжена уплотнительным пояском и спиральными канавками [2].

При проектировании возникают затруднения в профилировании спиральных канавок уплотнения. Согласно теоретическим и экспериментальным исследованиям наибольшую напорность имеют уплотнения, кромки спиральных канавок которых спрофилированы по спирали Архимеда. Технологически такой профиль выполнить трудно, потому его заменяют дугами окружности, что вносит незначительную погрешность в расчет [3]. Однако и этот способ затруднен, что значительно усложняет процесс проектирования и сдерживает широкое промышленное применение таких уплотнительных узлов в центробежных компрессорах.

Предлагаемое изобретение направлено на повышение надежности и расширение области применения уплотнения вала, за счет обеспечения максимальной напорности и поддержания оптимального рабочего зазора в широком диапазоне рабочих параметров, и позволит обеспечить широкое промышленное применение этих уплотнений на турбокомпрессорах.

В известной конструкции уплотнения вала турбокомпрессора, содержащей вращающееся и аксиально-подвижное уплотнительное кольцо, причем на периферии торцовой поверхности одного из них выполнены спиральные канавки, согласно изобретению боковые рабочие и нерабочие кромки спиральных канавок выполняются по радиусу R₂, определяемому выражением:



причем начала радиусов R_c рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок расположены на окружности, радиус r которой определяется согласно формуле:



а угол между точками, с которых проводятся рабочие и нерабочие кромки спиральных канавок, составляет



где R_н и R_в - наружный и внутренний радиусы участка уплотнительного кольца, на котором выполнены спиральные канавки;

- угол наклона рабочей кромки на входе в спиральную канавку, при этом = 14^o 5^o;

- угол наклона рабочей кромки на выходе спиральной канавки, при этом = 18^o 5^o;

n - число спиральных канавок.

Кроме того, начала радиусов R_с нерабочих кромок спиральных канавок могут быть расположены на окружности, радиус r_н которой определяется по формуле:



Таким образом поставленная задача решается следующим путем:

- выполнение рабочих кромок спиральных канавок согласно вышеприведенных формул позволит обеспечить их максимальную напорность,

- выполнение нерабочих кромок спиральных канавок при расположении начала радиуса R_с на той же окружности, что и рабочие кромки позволит обеспечить высокую напорность спиральной канавки при наиболее простом способе изготовления,

- изменяя угол между точками, с которых проводятся радиусы R_с рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок от когда ширина l_ni перемычки будет равна ширине l_ci спиральной канавки на том же текущем радиусе R_i, до когда расширяется спиральная канавка, но уменьшается ширина l_n перемычки, т. е. увеличивается количество газа, поступающего в канавку, но увеличиваются его перетечки, а также по когда расширяется перемычка, а сужается спиральная канавка, т. е. уменьшается количество газа, поступающего в канавку, но и уменьшаются его перетечки, позволит обеспечить их оптимальную напорность и, следовательно, оптимальную величину рабочего зазора в широком диапазоне рабочих параметров.

- выполнение нерабочей кромки спиральных канавок при расположении начала радиуса R_с на окружности, радиус r_н которой определяется формулой:



позволит обеспечить наибольшую напорность спиральной канавки за счет расширения его входного участка, при более интенсивном сужении ширины спиральной канавки с уменьшением текущего радиуса.

Все это дает возможность повысить надежность и расширить область применения уплотнения в целом за счет обеспечения требуемой напорности спиральных канавок и, следовательно, номинального уплотнительного зазора в широком диапазоне окружных скоростей и рабочих давлений.

Заявляемая конструкция уплотнения вала турбомашины с указанной совокупностью признаков обеспечивает повышение надежности и уплотняющей способности уплотнительного узла за счет поддержания требуемой напорности спиральных канавок и расчетной величины рабочего зазора в широком диапазоне окружных скоростей ротора турбокомпрессора и может быть применена в качестве концевых уплотнений на центробежных компрессорах, перекачивающих различные газовые среды в химической, газовой и других областях промышленности.

Сущность предлагаемого изобретения поясняется чертежами, где на фиг. 1 показан продольный разрез уплотнения вала трубокомпрессора, а на фиг. 2 и 4 вид А фиг. 1 с различными вариантами размещения окружностей, на которых расположены начала радиусов R_с боковых рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок.

Уплотнение вала турбокомпрессора, содержащее аксиально-подвижное уплотнительное кольцо 1, установленное в корпусе 2, и вращающееся уплотнительное кольцо 3, установленное на валу 4, и имеющие на периферии торцовой уплотнительной поверхности одного из них спиральные канавки 5, боковые рабочие 6 и нерабочие 7 кромки которых выполнены по радиусу R_с, определяемому выражением:



причем начала радиусов R_с рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок расположены на окружности, радиус r которой определяется согласно формуле:



а угол между точками, с которых проводятся рабочие и нерабочие кромки спиральных канавок, составляет:



где R_н и R_в - наружный и внутренний радиусы участка уплотнительного кольца, на котором выполнены спиральные канавки;

- угол наклона рабочей кромки на входе в спиральную канавку, при этом = 14^o 5^o;

- угол наклона рабочей кромки на выходе спиральной канавки, при этом = 18^o 5^o;

n - число спиральных канавок.

Спиральные канавки 5 отделены друг от друга перемычками 8, а от полости низкого давления уплотнительным пояском 9. Ширина l_n перемычек 8, в зависимости от рабочей частоты вращения ротора 4 и от параметров газовой смазки, может быть меньше, равна или больше ширины l_с спиральных канавок 5.

Предварительное поджатие аксиально-подвижного уплотнительного кольца 1 к вращающемуся уплотнительному кольцу 3 осуществляется пружинами 10, а их герметизация от перетечек по нерабочим поверхностям - уплотнительными элементами 11 и 12, соответственно. Вращающееся кольцо 3 удерживается от проворота относительно вала штифтом 13, а аксиально-подвижное кольцо 1 стопорится от проворота относительно корпуса штифтом 14.

Кроме того, начала радиусов R_с нерабочих кромок 7 спиральных канавок 5 могут быть расположены на окружности, радиус r_н которой определяется по формуле:



Уплотнение вала турбокомпрессора работает следующим образом. В исходном положении кольца 1 и 3 прижаты друг к другу с помощью пружин 10. Газ, находящийся перед узлами уплотнений, удерживается от перетечек через зазоры между корпусом и кольцом 1, а также между валом и кольцом 3 уплотнительными элементами 11 и 12, соответственно. Сила, раскрывающая уплотнительный стык, меньше газостатической силы, прижимающей уплотнительные кольца 1 и 3 друг к другу, при этом уплотнительный поясок 9 контактирует с уплотнительной торцовой поверхностью ответного кольца и препятствует проникновению газа из полости высокого давления в полость низкого давления, чем обеспечивается герметизация уплотнительного стыка.

При вращении вала 4 газ захватывается спиральными канавками и подается к центру торцовых уплотнительных поверхностей колец и 1 и 3, где, встречая сопротивление уплотнительных перемычек 8 и уплотнительного пояска 9, сжимается. Возникающая при этом результирующая газодинамическая сила увеличивает силу, раскрывающую уплотнительный стык, и при определенной частоте вращения ротора происходит разделение уплотнительных поверхностей и уплотнение начинает работать без контакта. При этом кольца занимают некоторое равновесное положение.

Увеличение зазора между кольцами 1 и 3 приведет к уменьшению результирующей газодинамической силы и нарушению баланса сил, действующих на аксиально-подвижное кольцо 1, в результате чего последнее сместится в сторону уменьшения зазора.

Выполнение боковых рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок по радиусу R_с, при условии если начала этих радиусов расположены на окружности с радиусом r, позволит обеспечить с учетом рабочей частоты вращения и параметров газовой среды их номинальную напорность в широком диапазоне давлений рабочей среды.

Изменяя угол между точками, с которых производятся радиусы рабочих и нерабочих кромок спиральных канавок:

- от когда ширина l_ni перемычки будет равна ширине l_ci спиральной канавки на том же текущем радиусе;

- до когда расширяется спиральная канавка, но уменьшается ширина l_n перемычки, т.е. увеличивается количество газа, поступающего в канавку, но увеличиваются его перетечки;

- а также до когда расширяется перемычка, а сужается спиральная канавка, т.е. уменьшается количество газа, поступающего в канавку, но и уменьшаются его перетечки;

позволит обеспечить их оптимальную напорность и, следовательно, оптимальную величину рабочего зазора в широком диапазоне рабочих параметров.

При расположении начала радиусов R_с нерабочих кромок спиральных канавок на окружности с радиусом r_н обеспечивается расширение входного участка спиральных канавок при более интенсивном сужении ее ширины с уменьшением текущего радиуса. В этом случае наибольшее количество газа поступает в спиральную канавку, где происходит его интенсивное сжатие, при этом обеспечивается максимальная напорность спиральных канавок, а также бесконтактная работа уплотнительной пары при минимальной частоте вращения ротора турбомашины.

Выполнение углов наклона рабочей кромки спиральных канавок на входе и на выходе в диапазоне = 14^o 5^o и = 18^o 5^o, соответственно, обеспечивает оптимальный угол атаки этой кромки, чем достигается максимальная напорность спиральных канавок.

Таким образом заявляемое техническое решение по сравнению с прототипом и другими известными техническими решениями обладает значительными технико-экономическими преимуществами, заключающимися в повышении надежности уплотнительного узла путем поддержания номинального рабочего зазора между уплотнительными кольцами в широком диапазоне частот вращения, а также в возможности широкого промышленного применения уплотнений такой конструкции в качестве концевых уплотнительных узлов центробежных компрессоров, перекачивающих агрессивные, взрывоопасные, токсичные и другие газы.

Источники информации

1. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник./Л.А.Кондаков, А.И. Голубев, В. Б.Овандер и др. - М.: Машиностроение, 1986. - 464 с. (стр. 271, рис. 8, 39).

2. Патент США N 4212475, М. кл. F 16 J 15/34, 1979 г.

3. Газовые опоры трубомашин /Г.А.Лучин, Ю.В.Пешта, А.И.Снопов. М.: Машиностроение, 1989. - 240с. (стр. 51, 55).