Моделирование нестационарного течения жидкости в щелевом уплотнении поршневой гибридной энергетической машины объемного действия тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.13, кандидат наук Дорофеев Егор Алексеевич

• Дорофеев Егор Алексеевич
• кандидат наук
• 2021

Оглавление диссертации кандидат наук Дорофеев Егор Алексеевич

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ И МЕТОДОВ РАСЧЕТА УПЛОТНЕНИЙ РАБОЧЕГО ОРГАНА, ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН ОБЪЁМНОГО ДЕЙСТВИЯ

1.1. Конструкции бесконтактных уплотнений, применяемых в энергетических машинах объемного действия

1.2. Анализ основных геометрических и эксплуатационных параметров щелевых уплотнений, применяемых в поршневых гибридных энергетических машинах

1.2.1. Анализ геометрических параметров щелевых уплотнений

1.2.2. Анализ эксплуатационных параметров щелевого уплотнения

1.3. Методы расчета бесконтактных уплотнений, применяемых в энергетических машинах объемного действия

1.3.1. Расчёт бесконтактных уплотнений поршневых компрессоров и

насосов

1.3.2. Расчёт бесконтактных уплотнений ПГЭМОД

1.4. Анализ существующих способов схематизации индикаторных диаграмм

в поршневых компрессорах

1.5. Анализ существующих способов схематизации индикаторных диаграмм

в поршневых насосах

1.6. Анализ конструкций поршневых гибридных энергетических машин объемного действия

1.6.1. Конструкции ПГЭМОД с крейцкопфным направлением поршня

1.6.2. Конструкции ПГЭМОД с тронковым поршнем

1.7. Анализ методов расчёта рабочих процессов поршневых гибридных ^

энергетических машин объемного действия

1.7.1. Анализ методов расчёта рабочих процессов поршневых компрессоров

1.7.2 Анализ методов расчёта рабочих процессов поршневых насосов

1.8. Выбор объекта и предмета исследования, основные цели и задачи

исследования

ГЛАВА 2. РАСЧЕТ ТЕЧЕНИЯ ВЯЗКОЙ СЖИМАЕМОЙ ЖИДКОСТИ В ЩЕЛЕВЫХ УПЛОТНЕНИЯХ ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ В СТАЦИОНАРНОЙ ПОСТАНОВКЕ

2.1. Основные уравнения для описания нестационарного течения вязкой сжимаемой жидкости

2.2. Анализ существующих моделей ламинарных и турбулентных для описания течения вязкой сжимаемой жидкости и условий их применимости

2.2.1. Модель турбулентности к-е

2.2.2. Модель турбулентности к-ю

2.2.3. Модель турбулентности SST

2.2.4. Модели турбулентности ЯБМ

2.3. Постановка начальных и граничных условий, особенности реализации

2.4. Анализ результатов по расчету ламинарного течения

2.4.1. Гладкое щелевое уплотнение

2.4.2. Ступенчатое щелевое уплотнение

2.5. Анализ результатов по расчету турбулентного течения

2.5.1. Гладкое щелевое уплотнение

2.5.2. Ступенчатое щелевое уплотнение

2.6. Основные выводы и рекомендации

ГЛАВА 3. РАСЧЕТ НЕСТАЦИОНАРНОГО ТЕЧЕНИЯ ВЯЗКОЙ СЖИМАЕМОЙ ЖИДКОСТИ В ЩЕЛЕВЫХ УПЛОТНЕНИЯХ

ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН

3.1. Постановка граничных и начальных условий

3.1.1. Выбор типа граничных условий

3.1.2. Граничные условия на входе и выходе щелевого уплотнения

3.1.3. Граничные условия на стенках щелевого уплотнения

3.1.3.1. Пограничный слой

3.1.3.2. Шероховатость стенки

3.1.3.3. Подвижная стенка

3.1.4. Граничные условия симметрии потока

3.2. Схематизация индикаторной диаграммы поршневого компрессора

3.2.1. Схематизация процессов сжатия и расширения

3.2.2. Схематизация процессов нагнетания и всасывания

3.2.2.1. Схематизация процесса нагнетания

3.2.2.2. Схематизация процесса всасывания

3.3. Схематизация индикаторной диаграммы поршневого насоса

3.3.1. Схематизация процессов сжатия и обратного расширения

3.3.2. Схематизация процессов всасывания и нагнетания

3.4. Расчет массового расхода в щелевом уплотнении в квазистационарной

постановке

3.5 Расчет течения жидкости в щелевом уплотнении в нестационарной

постановке

3.5.1. Расчётная схема щелевого уплотнения

3.5.2. Идентификация поверхностей

3.5.3. Расчётная сетка

3.5.4 Особенности расчёта в программной среде АШУБ

ГЛАВА 4. ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПО ВЛИЯНИЮ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ НА МГНОВЕННЫЕ И ИНТЕГРАЛЬНЫЕ РАСХОДЫ ЖИДКОСТИ В ЩЕЛЕВОМ УПЛОТНЕНИИ, ОПРЕДЕЛЕННЫЕ НЕСТАЦИОНАРНЫМ И

КВАЗИСТАЦИОНАРНЫМИ ПУТЯМИ

4.1. Разработка плана численного эксперимента, определение независимых

переменных и функций отклика

4.2. Анализ влияния радиального зазора

4.3. Анализ влияния давления нагнетания в насосной секции

4.4. Анализ влияния давления нагнетания в компрессорной секции

4.5. Анализ влияния плотности рабочей жидкости

4.6. Анализ влияния вязкости рабочей жидкости

4.7 Анализ влияния угловой скорости коленчатого вала

4.8. Основные результаты численного эксперимента

4.8.1. Определение поправочного коэффициента, учитывающего отклонение в определении мгновенного и интегрального расходов жидкости в щелевом уплотнении при использовании квазистационарной постановки

4.8.2. Определение областей угла поворота коленчатого вала, в которых наблюдается максимальное отличие расходов и скоростей вязкой жидкости

в нестационарной и квазистационарной постановке

Основные выводы

Литература

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Моделирование нестационарного течения жидкости в щелевом уплотнении поршневой гибридной энергетической машины объемного действия»

Актуальность темы

Поршневые гибридные энергетические машины, объединяющие функции насоса и компрессора, позволяют кардинальным образом улучшить охлаждение цилиндропоршневой группы в компрессорной секции и, следовательно, компримируемого газа, что приводит к повышению энергетических и расходных характеристик (индикаторного изотермического к.п.д., полного к.п.д., коэффициента подачи).

Приоритетным режимом работы поршневой гибридной энергетической машины является такой режим, при котором охлаждающая жидкость находится над поршнем в течение всего рабочего цикла поршневого компрессора. Наличие слоя охлаждающей жидкости над поршнем позволяет обеспечить интенсивное охлаждение поршня, ликвидировать утечки компримируемого газа, сократить или ликвидировать мертвое пространство, а также уменьшить работу сил трения в поршневом уплотнении.

Одним из основных методов исследования, позволяющий сократить время получения результатов и материальные ресурсы, является метод математического моделирования рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины объемного действия (ПГЭМОД).

Разработанные в настоящее время математические модели рабочих процессов ПГЭМОД включают в себя помимо моделирования рабочих процессов в компрессорной и насосной полостях расчет течения жидкости в поршневом уплотнении. Среди существующего многообразия поршневых уплотнений наиболее распространённым является гладкое щелевое уплотнение.

Расчет течения в гладком щелевом уплотнении производится на основании известных теоретических и экспериментальных зависимостей для ламинарного и турбулентного режимов в квазистационарной постановке, что не в полной мере соответствует действительности и может приводить к большим погрешностям при определении расхода охлаждающей жидкости.

Таким образом, для повышения точности моделирования рабочих процессов в поршневой гибридной энергетической машине необходимо использовать известные расчетные формулы для определения расходов в щелевом уплотнении, с учетом поправочных коэффициентов, которые бы учитывали нестационарность течения жидкости в них, а также определить области использования данных поправочных коэффициентов. Данному вопросу и посвящена настоящая работа.

Степень разработанности темы

В настоящее время разработаны математические модели рабочих процессов поршневых гибридных энергетических машин, позволяющих определять изменения термодинамических параметров в компрессорной и насосной секциях данной машины, а также проводить расчет течения жидкости в щелевом уплотнении.

Расчет течения жидкости в щелевом уплотнении в данных математических моделях проводится в квазистационарной постановке, что может приводить к существенным погрешностям при моделировании рабочих процессов машины и получении ее расходных и энергетических показателей.

В данной работе, с целью повышения точности моделирования рабочих процессов в ПГЭМОД определяются поправочные коэффициенты, позволяющие учитывать нестационарность течения жидкости в щелевом уплотнении при определении расхода жидкости через него, а также определить области, в которых результаты, полученные в квазистационарной и нестационарной постановках, существенно отличаются.

Цель исследования

Исследовать нестационарное течение жидкости в щелевом уплотнении поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с целью получения поправочных коэффициентов в формулах для определения расхода жидкости при ламинарном и турбулентном движениях, полученных для стационарного течения, а также определить области рационального использования данных коэффициентов.

Задачи исследования

1. Определить основные геометрические и эксплуатационные параметры наиболее распространенного щелевого уплотнения в поршневых гибридных энергетических машинах.

2. На основе анализа рабочих процессов поршневых гибридных энергетических машин и схематизации индикаторных диаграмм компрессоров и насосов объемного действия, разработать подход к расчету нестационарного течения жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД и выбрать объект исследования.

3. Провести расчет течения жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД, используя различные расчетные модели для ламинарного и турбулентного течения в стационарной постановке и на основе проведенного исследования выбрать расчетную модель для проведения дальнейшего исследования.

4. Провести исследования по схематизации рабочих процессов компрессоров и насосов объемного действия для корректной постановки граничных условий для расчета нестационарного течения в щелевом уплотнении ПГЭМОД.

5. Провести численный эксперимент по определению расхода и скорости течения в щелевом уплотнении, выполненного в нестационарной и квазистационарной постановке и оценить расхождение в определении мгновенного расхода через щелевое уплотнение, а также раскрыть физическую картину протекающих процессов.

6. Разработать план численного эксперимента и провести параметрический анализ с целью установления значимости влияния основных конструктивных и эксплуатационных параметров щелевого уплотнения, а также теплофизических свойств жидкости на расхождение в определении мгновенного расхода в нестационарной и квазистационарной постановке и величину областей по углу поворота коленчатого вала, где это расхождение максимально.

7. Используя результаты проведенного параметрического анализа определить наиболее значимые параметры и получить зависимость поправочного

коэффициента в уравнениях расхода для ламинарного и турбулентного течения в квазистационарной постановке и определить области их рационального применения.

8. Внедрить полученные результаты при изучении течения жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД, а также при разработке математических моделей рабочих процессов данных машин.

Научная новизна

1. Разработана схематизация рабочих процессов циклов поршневого компрессора и поршневого насоса и математическая модель рабочих процессов ПГЭМОД, позволяющая проводить расчет течения жидкости в щелевом уплотнении как в квазистационарной, так и в нестационарной постановке.

2. Проведенный численный эксперимент по расчету течения жидкости через щелевое уплотнение гладкого и ступенчатого видов и стационарной постановке в области ламинарного и турбулентного течений позволил установить, что наиболее точно, как с качественной, так и с количественной стороны течение вязкой жидкости описывает модель RSM (Reynolds Stress).

3. На основе разработанной математической модели рабочих процессов ПГЭМОД раскрыта физическая картина течения жидкости в щелевом уплотнении и влияние сил инерции вблизи мертвых точек. Показано, что смена направления течения может существенно отличаться от смены направления градиента давления вблизи мертвых точек и погрешность в определении мгновенного расхода может достигать 100%. С увеличением числа Рейнольдса и перехода режима течения от ламинарного к турбулентному, расхождение при определении массового расхода за цикл в нестационарной и квазистационарной постановке увеличивается и при Re=1600 оно составляет около 10%, что является значимой величиной.

Практическая значимость

1. Проведен параметрический анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров (величины радиального зазора, номинального давления нагнетания в насосной секции, номинального давления нагнетания в

компрессорной секции, угловой скорости вращения коленчатого вала), а также основных теплофизических свойств (плотности и вязкости жидкости) на разницу в определении мгновенного расхода в нестационарной и квазистационарной постановке, на максимальную и среднюю скорости течения жидкости в щелевом уплотнении, мгновенного и осредненного число Рейнольдса по средней и максимальной скорости, угла запаздывания в смене направления течения при расчете нестационарным и квазистационарным путями, отношения количества жидкости, поступающей из насосной секции в компрессорную к количеству жидкости поступающей из компрессорной секции в насосную, определенные при нестационарном и квазистационарном методах расчета течения жидкости.

2. Получено значение величины поправочного коэффициента для определения мгновенного расхода через щелевое уплотнение в квазистационарной постановке для ламинарного и турбулентного режима течений и определены области максимального расхождения расходов.

Методы исследования

В работе используются методы: математического моделирования и анализа, механики жидкости, термодинамического анализа, планирования эксперимента, оценки погрешностей и обработка результатов экспериментальных исследований.

Объекты исследования

Поршневое уплотнение гибридной энергетической машины объемного действия, выполненной в виде гладкой концентричной щели.

Предметом исследования являются: мгновенный и интегральный расход жидкости через поршневое уплотнение, определенный в нестационарной и квазистационарной постановке для ламинарного и турбулентного течений в поршневой гибридной энергетической машине, а также величина поправочного коэффициента для учета сил инерции при определении расхода через поршневое уплотнение в квазистационарной постановке, и области его применения.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины, основанной на схематизации рабочих процессов цикла

поршневого компрессора и поршневого насоса, и позволяющая рассчитывать нестационарное течение жидкости в щелевом уплотнении современными пакетами прикладных программ для ламинарного и турбулентного течений.

2. Анализ использования существующих моделей турбулентности для расчета течения жидкости в щелевых уплотнениях и выбор расчетной модели наиболее качественно и точно описывающей течение жидкости.

3. Физическая картина распределения скоростей и расходов жидкости в щелевом уплотнении в нестационарной постановке и определение областей максимального расхождения расхода жидкости по сравнению с квазистационарной постановкой.

4. Параметрический анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров (величины радиального зазора, номинального давления нагнетания в насосной секции, номинального давления нагнетания в компрессорной секции, угловой скорости вращения коленчатого вала), а также основных теплофизических свойств (плотности и вязкости жидкости) на разницу в определении мгновенного расхода в нестационарной и квазистационарной постановке, на максимальную и среднюю скорости течения жидкости в щелевом уплотнении, мгновенного и осредненного число Рейнольдса по средней и максимальной скорости, угла запаздывания в смене направления течения при расчете нестационарным и квазистационарным путями, отношения количества жидкости, поступающей из насосной секции в компрессорную к количеству жидкости поступающей из компрессорной секции в насосную, определенные при нестационарном и квазистационарном методах расчета течения жидкости.

5. Величина поправочного коэффициента для определения мгновенного расхода через щелевое уплотнение в квазистационарной постановке для ламинарного и турбулентного режима течений и областей максимального расхождения расходов.

Достоверность результатов подтверждается использованием известных фундаментальных результатов теоретических и экспериментальных исследований

по расчету течения и определения расхода через щелевое уплотнение, выполненное в виде гладкой концентричной щели.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались на конференциях 11 международная научно-техническая конференция студентов и аспирантов НИУ МЭИ «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (г. Москва 6.12.2017), «Наука и молодежь в 21 веке» (г. Омск, 30.11.2017 г.), 14 международная научно -техническая конференция студентов и аспирантов посвященная 90-летию Национально-исследовательского университета МЭИ «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (г. Москва, 9.12.2020), а также на семинарах кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» ОмГТУ.

Публикации. По теме диссертации опубликованы 4 статьи в изданиях, рекомендованных ВАК РФ, из них 2 цитируемая в базах «Scopus» и «Web of Science».

Структура диссертации. Диссертационная работа состоит из оглавления, введения, четырех глав, основных выводов, списка литературы из 138 наименований, 2 приложения. Общий объем диссертации - 249 страниц, 166 рисунков, 18 таблиц.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ И МЕТОДОВ РАСЧЕТА УПЛОТНЕНИЙ РАБОЧЕГО ОРГАНА, ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН

ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ

1.1. Конструкции бесконтактных уплотнений, применяемых в энергетических машинах объемного действия

Весь спектр конструкций бесконтактных уплотнений в энергетических машинах объемного действия можно разделить на два больших класса:

- уплотнения, гарантированный зазор в которых достигается за счет механических направляющих устройств, размещенных в пределах, или за пределами цилиндропоршневой пары;

- уплотнения, гарантированный зазор в которых обеспечивается за счет несущей способности, возникающей при подаче в зазор цилиндропоршневой пары жидкой или газообразной среды через регуляторы расхода.

В конструкциях с направляющими устройствами, расположенными за пределами цилиндропоршневой пары, используются крейцкопфные устройства, которые могут располагаться с одной, или с обеих сторон цилиндра (рисунок 1.1.1).

Рисунок 1.1.1 - Конструктивная схема крейцкопфной машины с одним (а) и двумя (б) направляющими устройствами: 1. Цилиндр. 2. Дифференциальный поршень. 3. Зазор. 4. Шток.

5. Всасывающие клапаны.

6. Нагнетательные клапаны.

7. Верхняя направляющая. 8. Нижняя направляющая. 9. Крейцкопф. 10. Направляющая скалка. 11. Узел уплотнителя. 12. Шатун.

Крейцкопфное направление поршня широко применяется в таких машинах объемного действия, как компрессоры [1-8 и др.] и двигатели внутреннего сгорания большой мощности [9-11 и др.].

Поршневые бесконтактные уплотнения в этих машинах делятся на гладкие щелевые и профилированные [2, 3, 12-16 и др.].

В гладком щелевом уплотнении (см. рисунок 1.1.1) эффект противодействия течению жидкой или газообразной среды достигается за счет высокого гидравлического сопротивления щели малого сечения и относительно большой протяженности. Как правило, для газа в такой щели наблюдается ламинарное течение в том случае, если отношение длины щели к ее размеру составляет 500 и более [17-20 и др.]. Температура газа в такой узкой щели практически сразу приобретает среднюю температуру стенок поршня и цилиндра [21-24 и др.].

Профилированные уплотнения можно разделить на лабиринтные, лабиринтно-щелевые и уплотнения ступенчатого типа.

Лабиринтные уплотнения [2, 6, 14, 25, 26 и др.] могут быть одно-и двухсторонние с профилем различной формы (рисунок 1.1.2).

Рисунок 1.1.2 - Типичные лабиринтные уплотнения поршневых машин:

а - односторонний лабиринт с треугольным профилем выступа; б - односторонний лабиринт с трапецеидальным профилем выступа; в - односторонний лабиринт с треугольным наклонным профилем выступа; г - двусторонний лабиринт с треугольным профилем выступа

Чаще всего производится профилирование только поверхности поршня, относительно невысокие лабиринтные выступы могут формироваться в виде мелкой резьбы на поверхности поршня и/или цилиндра.

Гидравлическое сопротивление в таких уплотнениях возникает за счет чередования резкого расширения с резким сужением потока газа или жидкости.

Многочисленными исследованиями [14-7, 27-29 и др.] установлено, что наибольшее значение на гидравлическое сопротивление таких уплотнений оказывает зазор и количество лабиринтных выступов.

Лабиринтно-щелевые уплотнения, нашедшие широкое применение в компрессорах без смазки [1, 3, 30-33 и др.], формируются путем создания «набора» свободно расположенных в радиальном направлении в выточках поршня колец, изготовленных из самосмазывающихся композиционных материалов с низким коэффициентом сухого трения [34-39 и др.]. При этом поршень, как правило, изготавливается путем сборки сцентрированных друг относительно друга дисков (рисунок 1.1.3).

Рисунок 1.1.3 - Схема работы лабиринтно-щелевого поршневого уплотнения: а - концентричное расположение окружностей поршня и цилиндра; б - поршень смещен вправо, в - поршень смещен влево: 1. Цилиндр. 2. Поршень. 3. «Плавающее» кольцо.

Кольца изготавливаются с наружным диаметром, несколько превышающим диаметр цилиндра. Внутренний диаметр кольца больше диаметра выточки, в которой оно монтируется, на величину, заведомо большую, чем возможный эксцентриситет положения поршня в цилиндре. Высота кольца и высота выточки, в которую оно устанавливается, представляют собой посадку с зазором, дающую возможность кольцу свободно перемещаться в радиальном направлении.

Наружный диаметр дисков, из которых «набран» поршень, меньше диаметра цилиндра на величину, гарантирующую бесконтактную работу во всем диапазоне возможного отклонения оси поршня от оси цилиндра при плановом износе крейцкопфного направляющего механизма с учетом допусков на изготовление и сборку цилиндропоршневой группы.

После сборки компрессора производится приработка колец по цилиндру, в результате которой их наружный диаметр становится практически равным диаметру зеркала цилиндра.

Таким образом, это уплотнение представляет собой комбинацию щелевого и лабиринтного уплотнений. Утечки через него тормозятся, как в щелях между наружной поверхностью колец и зеркалом цилиндра, так и в результате потери энергии на внезапном сужении (вход в щель между цилиндром и кольцом) и внезапном расширении (выход из щели) в промежуток между кольцами и в подпоршневую полость, характерном для лабиринтного уплотнения.

В источнике информации [40] показана возможность исключить полностью трение между наружной поверхности кольца лабиринтно-щелевого уплотнения независимо от величины износа направляющего механизма (рисунок 1.1.4).

При работе компрессора во время процесса сжатия-нагнетания часть газа под давлением попадает через клапан 4 в полость 3, которая выполняет функцию

11 15 5 9 4

13

Рисунок 1.1.4 - Конструктивная схема поршня с лабиринтно-щелевым уплотнением в виде газостатического подвеса: 1 . Шток. 2. Тело поршня. 3. Полость. 4. Обратный клапан.

5. Рабочая полость цилиндра.

6. Цилиндр.

7. Сегменты уплотнения.

8. Радиальные дроссельные отверстия. 9. Канал. 10. Кольцевая канавка. 11. Кольцевая полость. 12. Радиальный зазор. 13. и 14. Торцевые зазоры. 15. Торцевые дроссельные отверстия

ресивера. Из этой полости сжатый газ через канал 9 истекает в кольцевую полость 11 и растекается в ней по окружности. Из полости 11 газ попадает через дроссели 15 в торцевые зазоры 13 и 14, где создается несущий газовый слой, снижающий трение сегментов 7 о торцовые поверхности канавки 10 при радиальном движении этих сегментов. Кроме того, газ из полости 11 истекает в зазор 12 через дроссели 8, создавая в этом зазоре несущий газовый слой, препятствующий активному трению радиальной наружной поверхности сегментов 7 о зеркало цилиндра 6. Объем полости 3 достаточен для бесконтактного действия уплотнения в течение всего рабочего цикла.

Таким образом, состоящее из сегментов 7 уплотнение центрируется по зеркалу цилиндра, свободно перемещаясь в радиальном направлении в канавке поршня, и его положение относительно оси цилиндра не зависит от эксцентриситета положения поршня.

Еще одним типом лабиринтного уплотнения являются винтовые вращающиеся уплотнения (см., например, [40-43], рисунок 1.1.5).

Рисунок 1.1.5 - Схема поршневой машины с винтовым вращающимся лабиринтным уплотнением: 1. Шток крейцкопфа направляющего механизма. 2. Цилиндр.

3. Поршень с винтовыми выступами.

4. Подшипник. 5. Ротор с короткозамкнутыми обмотками. 6. Обмотки статора

В данной конструкции юбка поршня представляет собой ротор асинхронного электродвигателя, статорные обмотки которого находятся в теле цилиндра. Поршень установлен на штоке крейцкопфа с помощью подшипника и совершает одновременно рабочее возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра и вращательное движение вокруг его оси. Причем вращение

противоположно направлению витков лабиринта, в связи с чем рабочая среда, попавшая в зазор между поршнем и цилиндром, выталкивается в сторону днища поршня. Эффективность такого уплотнения зависит (помимо зазора между вершинами лабиринта и зеркала цилиндра) от частоты вращения поршня, высоты профиля и количества витков уплотнения [27, 44-47 и др.].

Уплотнения ступенчатого типа используются в том случае, когда поршневая машина работает с рабочими средами, имеющими кардинально отличающиеся физико-механические свойства, например, одной средой является газ, а другой - жидкость [48, 49, 50 и др.], рисунок 1.1.6.

Рисунок 1.1.6 - Бесконтактное щелевое ступенчатое уплотнение поршневой машины двойного действия:

1. Цилиндр. 2. Дифференциальный поршень. 3. Шток. 4. Газовая полость. 5. Жидкостная полость. 6 и 7. Всасывающий и нагнетательный газовые клапаны. 8 и 9. Всасывающий и нагнетательный жидкостные клапаны. 10. Выточка. 11. Картер. 12. Уплотнительный узел

В данной конструкции уплотнения с помощью выточки 10 образован ступенчатый щелевой зазор: в верхней, газовой части, зазор имеет меньшее значение 81, а в нижней, жидкостной части, зазор имеет меньшее значение 82.

При возвратно-поступательном движении поршня происходит изменение объема полостей 4 и 5, в результате чего газ всасывается в полсть 5, сжимается в ней и нагнетается потребителю, а жидкость всасывается в полость 5, сжимается в ней и подается потребителю. Одновременно жидкость всасывается в полость 5, сжимается в ней и нагнетается потребителю.

Благодаря увеличенному зазору д2 жидкость при ходе поршня вниз успевает преодолеть общий щелевой зазор и образовать над поршнем жидкостную пленку, которая при ходе поршня вверх и сжатии газа выполняет функцию гидрозатвора, полностью герметизирующего щелевое уплотнение и сводящего к нулю утечки газа из полсти 4 во время его сжатия-нагнетания.

Уплотнения, гарантированный зазор в которых обеспечивается за счет несущей способности, возникающей при подаче в зазор цилиндропоршневой пары жидкой или газообразной среды, можно разделить на конструкции с внутренним и с наружным подводом несущей и/или уплотняющей среды [12, 5158 и др].

На рисунке 1.1.7 показаны конструкции бесконтактных уплотнений с подводом уплотняющей среды через поршень и через стенки цилиндра.

Рисунок 1.1.7 - Конструкции бесконтактных уплотнений с использованием уплотняющей среды: а - с внутренним подводом; б - с внешним подводом: 1. Цилиндр. 2. Шток. 3. Поршень. 4. Полость поршня. 5 и 10. Дроссельные отверстия. 6. Канал. 7. Канал подвода уплотняющей среды. 8 и 9. Выточка. 11. Гильза

В обеих конструкциях подача уплотняющей среды производится от постороннего источника давления. Гидравлическое сопротивление и количество дросселей в одном поясе отверстий подбирается таким, чтобы давление в зазоре в зоне пояса отверстий было равно максимальному давлению Рм в рабочей полости машины. В том случае, если это давление меньше Рм, через зазор возможны утечки рабочей среды. Если это давление больше Рм, то уплотняющая среда будет попадать в рабочую полость.

Для выравнивания давления в поясе отверстий между ними, обычно, делают микроканавки треугольного сечения глубиной около 0,1^0,3 мм.

Кроме уплотнительного эффекта в такой конструкции возникает газостатическая (или гидростатическая - в зависимости от рода уплотняющей среды) несущая способность, которая препятствует касанию поршня о стенки цилиндра.

Для повышения этой способности центрирования поршня используют также пористые или псевдопористые питатели (рисунок 1.1.8), которые были исследованы в работе [59].

а) б)

Рисунок 1.1.8 - Конструкции бесконтактных уплотнений с использованием уплотняющей среды: а - с внутренним подводом и пористыми вставками;

б - с внешним подводом и с псевдопористыми питателями: 1. Цилиндр. 2. Шток. 3. Поршень. 4. Полость поршня. 5. Пористая вставка.

6. Канал. 7. Канал подвода уплотняющей среды. 8. Выточка. 9. Продольный паз.

10. Гильза. 11. Пакет дисков с шероховатыми торцовыми поверхностями.

12. Фаска

При монтаже и сжатии дисков 12, имеющих шероховатые торцовые поверхности, между ними образуется сеть капилляров, которая работает, как пористая щель, и пакет из таких дисков полностью имитирует пористый материал. Применение пористых материалов в качестве поверхности

бесконтактного уплотнения позволяет равномерно распределить уплотняющую среду в зазоре между поршнем и цилиндром, что благоприятно сказывается как на эффекте уплотнения, так и на несущей способности газового или жидкостного слоя.

При использовании для бесконтактных уплотнений механических направляющих, размещенных в пределах цилиндропоршневой пары, поршни выполнятся тронковыми, или имеющими шарнирное соединение со штоком, и их конструкция состоит из несущей и уплотняющей части. При этом несущая часть, как правило, имеет центрирующие башмаки, изготовленные из антифрикционных материалов, либо выполняется в виде линейного подшипника качения (см., например, [60, 61]), газо- или гидростатического подвеса (рисунок 1.1.9).

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Дорофеев Егор Алексеевич, 2021 год

V / //

t 1 Г У / /

11 * ✓ ф tr- рад

) 2 \ \ \v 0 6 0 8 0 1( 30 L го ь Ю 1( 10 1) г ' Cf 2( )о 2: го и ■0 2( 10 2; 30 3( 10 3 io 3 Ю 3Í

Vv у 1 1

\ у.

■ е.

90 80 70 60 50 40 30 20 10

1

1/ \

\ фТг

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360

Рисунок 4.2.16 - Зависимости мгновенной относительной погрешности между нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от угла поворота коленчатого вала (радиальный зазор 120 мкм)

Максимальные расхождения наблюдаются при 20°<ф<30° затем уменьшение до 8% при ф=60° и до 0%, при ф=160°. Наибольшее расхождение в расходах наблюдается в процессе сжатия газа п<ф<260°. Угол запаздывания смены течения максимален при е=п и составляет 14,6°.

При зазоре 5=75 мкм фрикционная компонента скорости незначительна и масса газа тоже невелика, что обеспечивает величину ДМ в интервале 50°<ф<180°, равную нулю (см. рисунок 4.2.17).

Рисунок 4.2.17 - Зависимости мгновенной относительной погрешности между

нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от угла поворота коленчатого вала (радиальный зазор 75

мкм)

На рисунках 4.2.18 и 4.2.19 представлено относительное среднеинтегральное расхождение в определении массовых расходов квазистационарным и нестационарным путем при течении жидкости из компрессорной секции и обратно.

ДМср(к-н)/М(к-н) 0,00025

0,00020

0,00015

0,00010

0,00005

0,00000

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Рисунок 4.2.18 - Зависимость модуля средней относительной погрешности между

расходом, определенным квазистационарным и нестационарным путем от величины зазора в щелевом уплотнении при течении жидкости из компрессорной

полости в насосную

ДМср(н-к) /М(н-к) 0,00025 -|

0,00020 -

0,00015 -

0,00010 -

0,00005 -

0,00000 -■

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Рисунок 4.2.19 - Зависимость модуля средней относительной погрешности между расходом, определенным квазистационарным и нестационарным путем от величины зазора в щелевом уплотнении при течении жидкости из насосной

полости в компрессорную

Представленные результаты позволяют сделать вывод, что минимальное относительное расхождение наблюдается при 50 мкм< 5 <70 мкм, а максимальное - при 100 мкм< 5 <110 мкм.

Представленные на рисунке 4.2.20 результаты показывают, что среднее расхождение в смене направления течения в диапазоне 30<5<70 мкм составляет 20

и в дальнейшем, с ростом 5, увеличивается. При 5=120 мкм, величина Аф, составляет 100, что является весьма существенной величиной.

Афер [град]

<—

6[ мкм]

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Рисунок 4.2.20 - Зависимость модуля среднего угла запаздывания при смене течения жидкости в щелевом уплотнении от величины зазора в нем

4.3 Анализ влияния давления нагнетания в насосной секции

С изменением давления нагнетания в насосной секции меняется перепад давления при течении жидкости и из насосной секции в компрессорную и, соответственно, количество жидкости, поступающей в компрессорную секцию.

С увеличением давления нагнетания в насосе, с приближением его к давлению нагнетания в компрессорной секции, скорость жидкости увеличивается. При течении жидкости в компрессорную секцию, при давлении нагнетания в насосе рн равном 0,4 МПа, скорость жидкости при течении из насосной секции в компрессорную (50°<ф<180°) составляет 1^1,5 м/с (см. рисунок 4.3.1), при этом число Рейнольдса находится в пределах 50^70. Максимальная скорость жидкости наблюдается при ф=0° (360°) при течении жидкости из компрессорной секции в насосную и составляет 5,2 м/с. При этом число Рейнольдса составляет 220. При увеличении давления нагнетания в насосе до 1,2МПа скорость жидкости при ф=180° составляет около 6 м/с, т.е. превышает скорость при ф=0° (см. рисунок 4.3.3). Это объясняется тем, что давление нагнетания в насосной секции

превышает давление нагнетания в компрессорной секции. На рисунке 4.3.4 представлено изменение числа Рейнольдса при течении жидкости в щелевом уплотнении при рн= 1,2 МПа.

Рисунок 4.3.1 - Зависимость модуля мгновенной скорости жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 0,4 МПа)

Рисунок 4.3.2 - Зависимость числа Рейнольдса при течении жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 0,4 МПа)

V [м/с] 6,5

6,0 5,5 5,0 4,5 4,0 3,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0,0

В

У )

1 А

/

/

/

1 !

/

/

9 [г рад]

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360

Рисунок 4.3.3 - Зависимость модуля мгновенной скорости жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 1,2 МПа)

Рисунок 4.3.4 - Зависимость числа Рейнольдса при течении жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 1,2 МПа)

Максимальное значение числа Рейнольдса составляет 270. Таким образом, в диапазоне изменения давления нагнетания в насосной секции от 0,4 МПа до 1,2 МПа при 5=50 мкм наблюдается ламинарный режим течения. На рисунках 4.3.5 и 4.3.6 представлены зависимости изменения средней скорости течения жидкости за цикл и максимальной скорости течения жидкости за цикл от Рн. Величина средней скорости увеличивается с 1,5 до 3,4 м/с при увеличении Рн с 0,4 до 1,2 МПа. Величина максимальной скорости течения увеличивается с 5,2 до 5,9 м/с.

Увеличение максимальной скорости начинается с 0,8 МПа и происходит практически линейно. Увеличение максимальной скорости обусловлено не только увеличением перепада давления между насосной и компрессорной секциями, но и уменьшением фрикционной компоненты при приближении поршня к НМТ (кривая АВ на рисунке 4.3.3).

Vcp [м/с]

Рн [МПа]

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4

Рисунок 4.3.5 - Зависимость средней скорости течения жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции

\/тах [м/с]

6,0

5,9 5,8 5,7 5,6 5,5 5,4 5,3 5,2 5,1

Рн [МПа]

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4

Рисунок 4.3.6 - Зависимость максимальной скорости течения жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной секции С увеличением рнас увеличивается число Рейнольдса, определенное по

средней скорости жидкости в зазоре с 70 до 160 (см. рисунок 4.3.7), что еще раз

подтверждает сделанный вывод о ламинарном характере движения.

Ре

180 160 140 120 100 80 60 40 20 0

Рн [МПа]

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4

Рисунок 4.3.7 - Зависимость числа Рейнольдса, определяемого по средней скорости, при течении жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в

насосной секции

С увеличением давления нагнетания в насосной секции увеличивается напорная компонента расхода (см. рисунок 4.3.8 и 4.3.9) при постоянной фрикционной компоненте. При изменении давления нагнетания с 0,4 МПа до 1,2 МПа напорная компонента расхода увеличивается с 0,013 до 0,047 кг/с, т.е. почти

в 3,5 раза, а величина полного мгновенного расхода увеличивается с 0,013 до 0,037 кг/с.

0,045 0,040 0,035 0,030 0,025 0,020 0,015 0,010 0,005 0,000 -0,005 -0,010 -0,015 -0,020

М [кг/с]

-----Напорный расход -——

-- - с^ ™мар НЫЙ I асхо/ *

1 ¡1 1

|| ¡1

¡1

\ /' Г 1

\ / /

1 1 1 ^ * !

1 _ _. — / ф[г зад]

1 2 ^ 0 6 0 8 0 1С 10 1 20 1' 0 к ¡0 1! 0 2* !0 2' Ю 2 г 50 ЗС Ю 3 го 3) Ю ЗЕ

\ \

\ ■V,

\ ч

Рисунок 4.3.8 - Зависимости мгновенных расходов через щелевое уплотнение (напорного, фрикционного и суммарного) от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление нагнетания 0,4 МПа)

Рисунок 4.3.9 - Зависимости мгновенных расходов через щелевое уплотнение (напорного, фрикционного и суммарного) от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление нагнетания 1,2 МПа)

С увеличением рнас увеличивается отношение массы жидкости, поступающей из насосной секции в компрессорную за цикл (М1), к массе жидкости, поступающей из компрессорной в насосную секцию (М2) также за цикл. Величину М2 можно определить, как

М± = ф (-M(p))dp,

а величину

M2 = ф (M(p))dp.

То есть значение интеграла от M(^) под осью абсцисс (М1) и над под осью абсцисс (М2). Величина М1/М2 увеличивается до 3,5 раз при увеличении рн до 1,2 МПа. Данная зависимость близка к линейной и расхождение в определении отношения (М1/М2), определенное нестационарным и квазистационарным путем, не зависит от рн и составляет 0,02^0,03 (см. рисунок 4.3.10).

М1/М2

4,0

3,5

3,0

2,5

2,0

1,5

1,0

0,5

0,0

- Квазистационарный Нестационарный

Р н [МПа]

10

12

14

Рисунок 4.3.10 - Зависимость отношения интегральных массовых расходов в щелевом уплотнении в прямом и обратном направлении в квазистационарной и нестационарной постановке в зависимости от номинального давления нагнетания

в насосной полости

С увеличением давления нагнетания в насосе быстрее начинается течение из насосной секции в компрессорную (см. рисунок 4.3.11 и 4.3.12). Так, при рн =0,4 МПа, смена направления течения наблюдается при ф=300, а при рн =1,2 МПа -при ф=100.

0,045

0,040

0,035

0,030

0,025

0,020

0,015

0,010

0,005

0,000

-0,005

-0,010

-0,015

М [кг/с]

1

ф[г рад]

) >о 4 0 6 0 8 0 1( ю 1; Ю 1' Ш 1( ¡0 1! 0 2С Ю 21 30 зс Ю 3 •О 3' Ю 3(

Рисунок 4.3.11 - Зависимости мгновенных расходов в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 0,4 МПа)

М [кг/с]

0,05

0,04 0,03 0,02 0,01 -0,01 -0,02 -0,03 -0,04 -0,05 -0,06

- Квазис тационарный ионарный

РИ зад]

\ *

А

ч ' в

Рисунок 4.3.12 - Зависимости мгновенных расходов в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции (номинальное давление

нагнетания 1,2 МПа)

Наибольшее расхождение в определении мгновенного расхода нестационарным и квазистационарным путем наблюдается при смене направления течения (в точках пересечения кривой мгновенного расхода с осью абсцисс, см. рисунок 4.3.11, 4.3.12, а также рисунок 4.3.13 и рисунок 4.3.14). При рн =0,4 МПа мы наблюдаем значительную разницу в диапазоне изменения угла поворота от ф-35° до ф-180°.

Рисунок 4.3.13 - Зависимости мгновенной относительной погрешности между

нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции (номинальное

давление нагнетания 0,4 МПа)

Рисунок 4.3.14 - Зависимости мгновенной относительной погрешности между

нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции (номинальное

давление нагнетания 1,2 МПа)

С увеличением величины рн эта разница в данном диапазоне угла поворота будет стремиться к нулю (см. рисунок 4.3.14), это обусловлено уменьшением влияния фрикционной компоненты расхода.

Представленная на рисунке 4.3.15 зависимость средней величины расхождения АМср за цикл между величиной мгновенного расхода, определенного нестационарным и квазистационарным путем от величины давления нагнетания в насосе. В диапазоне изменения давления от 0,4 до 0,8 МПа мы наблюдаем рост АМср от 0,00040 до 0,00045 кг/с, т.е. примерно на 10%, а затем падение до 0,00030 кг/с, т.е. примерно на 25% от первоначального значения.

0,00050 0,00045 0,00040 0,00035 0,00030 0,00025 0,00020 0,00015 0,00010 0,00005 0,00000

ДМср [кг/с]

Рн [МПа]

0,2

0,4

0,6

0,i

1,2

1,4

Рисунок 4.3.15- Зависимости средней относительной погрешности между нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции

Таким образом, максимальное расхождение средних значений определения расхода наблюдается при рн=0,7^0,8 МПа, не смотря на то, что величина ЛМср=/(рн) имеет общий ниспадающий тренд, величина максимального расхождения в определении расходов с увеличением рн увеличивается, причем значительно, почти в 2 раза (см. рисунок 4.3.16). Максимальное увеличение ЛМтах наблюдается при рн от 0,4 до 1,0 МПа.

ДМ max [кг/с]

0,01800 0,01600 0,01400 0,01200 0,01000 0,00800 0,00600 0,00400 0,00200 0,00000

Рн [МПа]

0,2

0,4

0,6

0,8

1,2

1,4

Рисунок 4.3.16 - Зависимости максимальной относительной погрешности между нестационарными и квазистационарными расходами жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД от давления нагнетания в насосной секции

Величина среднего расхождения в определении расхода при течении из компрессорной секции в насосную, отнесенное к суммарному расходу за цикл из компрессорной секции в насосную, изменяется незначительно (см. рисунок 4.3.17), а при течении жидкости в обратном направлении относительное расхождение расходов уменьшается почти в 4 раза (см. рисунок 4.3.18). Это обусловлено увеличением суммарного расхода жидкости за цикл из насосной секции в компрессорную при увеличении рнас.

дм ср

0,00006

0,00005 0,00004 0,00003 0,00002 0,00001 0,00000

Рн [МПа]

0,2

0,4

0,6

0,8

1,2

1,4

Рисунок 4.3.17 - Зависимость модуля средней относительной погрешности между расходом, определенным квазистационарным и нестационарным путем от давления нагнетания в насосной секции при течении жидкости из компрессорной полости в

насосную полость

ДМср(н-к) /М(н-к)

0,00005

0,00004 0,00004 0,00003 0,00003 0,00002 0,00002 0,00001 0,00001 0,00000

Р [МПа]

0,2

0,4

0,6

1,2

1,4

Рисунок 4.3.18 - Зависимость модуля средней относительной погрешности между расходом, определенным квазистационарным и нестационарным путем от давления нагнетания в насосной секции при течении жидкости из насосной полости в

компрессорную полость

С увеличением давления нагнетания величина запаздывания в смене направления течения жидкости уменьшается с 1,70 до 1,210 при изменении рн с 0,4 до 1,0 МПа. Не смотря на значительное уменьшение Лф при увеличении рн, абсолютная величина Лф остается незначительной и находится в диапазоне 10.

Таким образом, суммируя вышеизложенное, можно сделать вывод о незначительном влиянии величины давления нагнетания в насосной секции на погрешность в определении мгновенного расхода в щелевом уплотнении нестационарным и квазистационарным путем и угла запаздывания в смене

направления течения жидкости.

АфсР[град]

р* [МПа]

О 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4

Рисунок 4.3.19 - Зависимость модуля среднего угла запаздывания при смене течения жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в насосной

секции

4.4 Анализ влияния давления нагнетания в компрессорной секции

Индикаторные диаграммы компрессорной и насосной секций при изменении номинального давления нагнетания в компрессорной секции от 0,4 до 1,2 МПа представлены на рисунках 4.4.1 и 4.4.2.

Р [Па]

500 000 450 ООО 400 000 350 000 300 000 250 000 200 000 150 000 100 000 50 ООО О

Инд икат орна я ди; ЭГрЭА лма *омп peca )рно й по; Е

> А

\в 1 \

' \

\

\

\

\ \ D

С /

И ндикаторная диаграмма насосной полости ......... Ф[ град]

О 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360

Рисунок 4.4.1 - Схематизированные индикаторные диаграммы компрессорной и насосной полостей ПГЭМОД (номинальное давление нагнетания 0,4 МПа)

Р [Па]

1 400 ООО

1 300 ООО

1 200 ООО

1 100 ООО

1 ООО ООО

900 000

800 000

700 000

600 ООО

500 000

400 000

300 000

200 000

100 000

Е

\ Г

\ /

\

\

\

\

1

i

Ув

1 у

1 \ /

ч

с D ф[ град]

О 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360

Рисунок 4.4.2 - Схематизированные индикаторные диаграммы компрессорной и насосной полостей ПГЭМОД (номинальное давление нагнетания 1,2 МПа)

С увеличением давления нагнетания в компрессорной секции начало напорного течения из насосной секции в компрессорную (точка В) сдвигается в сторону больших значений угла поворота коленчатого вала с 80 при рк=0,4 МПа до 280 при рк=1,2 МПа. С увеличением давления нагнетания в компрессорной секции увеличивается скорость течения из компрессорной секции в насосную (см. рисунки 4.4.3 и 4.4.4). Максимальная скорость жидкости достигается в конце процесса нагнетания газа при ф=2п, так как в данной точке фрикционная компонента скорости и расхода становится равной нулю (см. рисунок 4.4.4).

V [м/с]

2,00 1,75 1,50 1,25 1,00 0,75 0,50 0,25 0,00

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360

Рисунок 4.4.3 - Зависимость модуля мгновенной скорости жидкости в щелевом уплотнении от давления нагнетания в компрессорной секции (номинальное

давление нагнетания 0,4 МПа)

М [кг/с]

0,020

0,018 0,015 0,013 0,010 0,008 0,005 0,003 0,000 -0,003 -0,005 -0,008 -0,010 -0,013 -0,015

1 / /

/ / у /

/ / /

4 / ■

4 у» / > /

Л / Р [Г зад]

{1 2 0 4 0 6 0 8 0 1С ю 1: го ь Ю 1< ¡о 1г ю 2: :о ъ ■0 2( ,0 25 / 30 3( зо з; !0 3' ю зе

\\ 1 /

1 * к V N 1

1 1 \ \

\ \ ч