Применяют для уплотнения полостей, заполненных газом и паром. Принцип работы их основан на торможении (завихрении) газа в узкой кольцевой щели с последующим расширением в смежной кольцевой камере большого объема. В кольцевой щели давление преобразуется в скоростной напор; по выходе газа из щели давление восстанавливается, но только частично; часть давления расходуется на необратимые потери при завихрении-расширении. Чем больше эти потери (т. е. чем меньше сечение щели и острее образующие ее кромки), тем меньшая доля давления восстанавливается в камере и, следовательно, тем эффективнее работает уплотнение.

Последовательной установкой ряда камер, разделенных узкими щелями, достигают существенного уменьшения перетекания.

Лабиринтные уплотнения применяют при высоких окружных скоростях и температурах, когда исключена возможность установки контактных уплотнений. Лабиринтные уплотнения могут работать практически при любых скоростях и высоких температурах.

Схема действия лабиринтного уплотнения показана на рис. 682. Лабиринтное уплотнение отделяет полость А с повышенным давлением р А от полости Б с пониженным давлением р Б.

При перетекании газа через первую кольцевую щель возникает большая скорость, которая в кольцевой камере падает почти до нуля. В камере устанавливается давление, пониженное по сравнению с давлением в полости А в результате потерь на вихреобразование в зазоре. Так как удельный объем газа в камере больше удельного объема в полости А, а количество перетекающего в единицу времени газа в силу неразрывности потока такое же, то скорость во второй кольцевой щели должна быть выше, чем в первой, а в каждой последующей щели выше, чем в предыдущей. Вследствие этого перепад давления между смежными камерами возрастает от ступени к ступени.

При высоких перепадах давления и большом числе ступеней в одной из щелей может установиться критический перепад давления; скорость газа достигает скорости звука. Все последующие ступени в таком уплотнении излишни, так как они не уменьшают критической величины истечения, равной произведению скорости звука на площадь сечения щели. Число ступеней лабиринтного уплотнения определяется термодинамическим расчетом.

Лабиринтное уплотнение не может полностью исключить истечение газа. Напротив, непрерывное движение газа вдоль лабиринта лежит в основе принципа действия лабиринта и является непременным условием его функционирования. Лабиринт может только ослабить поток таза через уплотнение.

Исключение представляет случай, когда давление в уплотняемой полости циклически колеблется от максимума до нуля. В данном случае волна газа, устремляющаяся в уплотнение, обладает ограниченным запасом энергии, который может быть полностью рассеян в уплотнении. В этих условиях лабиринтные уплотнения могут обеспечить практически полную герметичность.

На рис. 683 изображены (в порядке возрастающей эффективности) формы лабиринтных уплотнений. На рис. 683, I показана простая гладкая щель; введение выступов (рис. 683, II—IV) значительно (в 2—3 раза) снижает расход газа при той же длине уплотнения и при том же минимальном зазоре.

В лабиринтах на рис. 683, II—IV невыгодно используются осевые габариты. Предпочтительнее применять вместо выступов тонкие и высокие гребешки, позволяющие разместить на единицу длины уплотнения большее число камер нужного объема. Кроме того, тонкие перегородки с острыми кромками, вызывая увеличение потерь при завихрении газа, способствуют повышению эффективности уплотнения.

На рис. 683, V изображены гребешки, выполненные в корпусе, на рис. 683, VI — на валу. Кромки гребешков заостряют фаской, направленной навстречу потоку газа; на рис. 683, VII показаны гребешки с двойной фаской, приспособленные для двустороннего уплотнения. Дальнейшего повышения эффективности достигают наклоном гребешков навстречу потоку газа (рис. 683, VIII, IX). Конструкция с наклонными гребешками в корпусе (рис. 683, IX) обладает ценным свойством; при случайном касании о вал гребешки, нагреваясь, раскрываются, отходя от поверхности вала и тем самым предупреждая дальнейшее нарушение нормальной работы.

На рис. 683, X показана конструкция, в которой сочетаются гребешки и выступы. Эта конструкция применима при осевой и радиальной сборках. Радиальная сборка (с разъемом корпуса в меридиональной плоскости) значительно расширяет конструктивные возможности лабиринтных уплотнений. На рис. 683, XI показан лабиринт, у которого гребешки вала заходит в гребешки корпуса; здесь поток газа многократно меняет направление, отчего эффективность уплотнения увеличивается. На рис. 683, XII—XV показаны сложные лабиринты с радиальной сборкой.

При жестких требованиях к осевым габаритам лабиринты развивают в радиальном направлении, выполняя их из двух дисков, один из которых вращается, другой неподвижен; диски снабжают торцовыми гребешками, перекрывающими друг друга (рис. 684, I, II). В конструкциях на рис. 684, III, IV гребешки обладают свойством самораскрываться при нагреве. Уплотнение на рис. 684, V развито в радиальном и осевом направлениях. Косые лабиринты на рис. 684. VI—IX состоял из двух конических дисков с гребешками или ступеньками. В конструкциях на рис. 684, VII—IX гребешки самораскрывающиеся.

Для увеличения эффективности уплотнения зазор между гребешками и валом должен быть минимальным, однако он не может быть меньше суммы, полученной при сложении радиального зазора в подшипниках вала, отклонений поверхности вала от геометрического номинала, отклонений от соосности подшипников вала и корпуса уплотнения, а также упругого прогиба вала при работе. Практически радиальный зазор в уплотнениях малого и среднего диаметров делается равным 0,05—0,20 мм.

Возможность повреждения при касании неподвижных и вращающихся элементов уплотнения при радиальной сборке предупреждают приемом, показанным на рис. 685.

Неподвижная часть лабиринта состоит из нескольких секторов с Т-образным шипом, вводимым в кольцевой паз корпуса; секторы прижимаются к цилиндрической поверхности паза пластинчатыми пружинами (а). При «цеплянии» за вал секторы, преодолевая сопротивление пружины, несколько отходит в радиальном направлении, предупреждая повреждение гребешков.

Иногда кромки гребешков выполняют очень тонкими (толщиной 0,1—0,2 мм) и делают зазор в уплотнении заведомо уменьшенным с тем, чтобы в эксплуатации минимальный зазор устанавливался сам собой в результате обминания и подгорания кромок гребешков от соприкосновения с вращающимся валом. Если гребешки достаточно тонкие и выполнены из мягкого металла, а поверхность вала имеет повышенную твердость, то при этом процессе не повреждается вал. Зато в уплотнении автоматически устанавливается минимальный зазор, какой только допускается фактическими условиями работы.

На рис. 686 представлены способы крепления гребешков в корпусах.

В конструкциях на рис. 686, I, II гребешки с промежуточными втулками и Г-образные гребешки завальцованы в корпус (уплотнение предназначено для осевой сборки); в конструкции на рис. 686, III полукольцевые гребешки с шипами вмонтированы в кольцевые канавки разъемного корпуса. На рис. 686, IV показано крепление гребешков в корпусе из пластичного металла развальцовкой материала корпуса; на рис. 686, V, VI развальцовкой кольцевых или сегментных вставок из мягкого металла; на рис. 686, VII, VIII — крепление штампованных гребешков развальцовкой проволоки из мягкого металла (уплотнения на рис. 686, III—VIII предназначены для радиальной сборки).

«И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ ВАЛОВ ПНЕВМОАГРЕГАТОВ НА ОСНОВЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА...»

-- [ Страница 1 ] --

Министерство образования и наук

и Украины

Сумский государственный университет

На правах рукописи

Бага Вадим Николаевич

УДК 621.5.02+621.22–

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ

ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ ВАЛОВ ПНЕВМОАГРЕГАТОВ НА

ОСНОВЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА

05.05.17 – гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель Бондаренко Герман Андреевич канд. техн. наук, профессор Сумы – 201

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ.............. 5 ВВЕДЕНИЕ

РАЗДЕЛ 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ

ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Классификация уплотнений пневмоагрегатов

пневмоагрегатов

1.3 Сравнительный анализ конструкций лабиринтного уплотнения..... 2

1.4 Методы расчета лабиринтных уплотнений

1.5 Влияние конструктивных параметров на работу лабиринтных уплотнений

1.6 Цель и задачи исследования

1.7 Выводы

РАЗДЕЛ 2 СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ

МАТЕМАТИЧЕСКОГО И ФИЗИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ

ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ

2.1 Анализ существующих проблем при моделировании

2.2 Методика численного исследования

2.3 Методика экспериментального исследования

2.3.1 Схема и описание экспериментального стенда

2.3.2 Методика измерений и обработки опытных данных............... 59 2.3.3 Особенности физического моделирования лабиринтного уплотнения

2.3.4 Влияние масштабного фактора

2.3.5 Программа исследований

2.3 Выводы

РАЗДЕЛ 3 РАСЧЕТНО – ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ............ 77

3.1 Анализ существующей расчетной методики протечки через уплотнение

3.2 Поэлементный анализ течения газа в лабиринтном уплотнении...... 79

3.3 Моделирование лабиринтного уплотнения с использованием теории планирования эксперимента

3.4 Обобщенная модель условного коэффициента расхода лабиринтного уплотнения

3.5 Построение и идентификация математической модели условного коэффициента расхода

3.6 Выводы

РАЗДЕЛ 4 РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННОГО И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО

ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ И ХАРАКТЕРИСТИК В ЛАБИРИНТНОМ

УПЛОТНЕНИИ

4.1 Влияние режимных параметров

4.2 Влияние геометрических параметров

4.2.1 Влияние величины радиального зазора

4.2.2 Влияние высоты гребней h

4.2.3 Влияние величины шага гребней t

4.2.4 Влияние эксцентриситета

4.2.5 Влияние наличия винтовой канавки на роторе

4.3 Сравнение различных конструктивных схем лабиринтного уплотнения

4.3.1 Исследование конструкции с переменным шагом................. 130 4.3.2 Исследование влияния расположения гребней

4.4 Влияние физических свойств газов

4.5.1 Расчет условного коэффициента расхода уплотнения................. 145 4.5.2 Оптимизация лабиринтного уплотнения центробежного нагнетателя

4.6 Выводы

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНЫХ ИСТОЧНИКОВ

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

ПРИЛОЖЕНИЕ 3

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

–  –  –

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы. Вопросы энергосбережения и более рационального использования существующего энергетического потенциала становятся все более актуальными. Известен целый ряд пневмоагрегатов обеспечивающих потребности в различных отраслях: энергетике, добыче нефти и газа, нефте газо переработки, металлургической, горнодобывающей, химической, холодильной промышленностей, строительстве, транспорта и многих других . Под пневмоагрегатами здесь и далее понимаются пневмоприводы, расширительные турбины, осевые и центробежные компрессоры, турбодетандеры работающие как на сжатом воздухе, так и на водяном паре и технических газах. Широкий спектр использования предьявляет к ним все более высокие требования, в первую очередь повышение давления нагнетания и частоты вращения вала, что приводит к более тяжелым условиям работы уплотнений. С другой стороны требуется повышение их экономичности.

Последнее связано с уменьшением вредного влияния утечек и внутренних перетеканий рабочей среды. В качестве концевых и внутренних уплотнений турбин, компрессоров, пневмоагрегатов находят широкое распространение бесконтактные лабиринтные уплотнения, которым нет альтернативы по простоте, дешевизне и надежности не смотря на их не высокую герметичность.

Появившиеся в последние годы более герметичные конструкции бесконтактных уплотнений сложны, дорогостоящи и используются в основном как концевые уплотнения валов машин, использующих в качестве рабочих тел опасные газы.

Уплотнительный эффект в бесконтактных уплотнениях осуществляется за счет возникновения гидравлического сопротивления при течении газа через малый зазор. В настоящее время при создании новых пневмоагрегатов (компрессоров, турбин и др.) идет борьба за каждую десятую долю процента к.п.д проточных частей. В то же время потери к.п.д. от внутренних протечек в турбомашинах достигают иногда многих процентов, особенно в агрегатах высокого давления с малыми поперечными размерами проточной части (например в малорасходных ступенях). Однако сложный механизм течения в лабиринтных уплотнениях до сих пор мало изучен. Строгая теория их отсутствует, а для практических расчетов протечек используется приближенная формула А. Стодолы, дополненная поправочными коэффициентами учитывающими тип уплотнения, размеры камер, форму гребней и т. д.

Известные опытные данные получены на упрощенных имитационных установках, обычно плоских, без учета формы кольцевого зазора, наличия ограниченного пространства перед каждым гребнем, вращения вала, закрутки потока на входе, эксцентриситета вала и др. Такой эмпирический подход к расчету расхода через лабиринтные уплотнения используется до настоящего времени, и в ряде случаев приводит к существенным расхождениям между фактическими и расчетными значениями. Не существует строгой методики моделирования характеристик уплотнений. Системные исследования лабиринтных уплотнений не проводились. Между тем появились мощные программные СFD – комплексы, позволяющие углубленно исследовать течение в каналах сложной формы.

Многолетняя практика показала не пригодность расчетных методик, основанных на теоретических решениях задачи о течении жидкости в узких зазорах пневмоагрегатов для идеализированных расчетных схем без учета влияния реальной формы зазора, влияния внешнего потока в проточной части на формирование граничных условий и других факторов. Следует отметить, что кроме обьемных потерь внутренние лабиринтные уплотнения в составе проточных частей пневмоагрегатов оказывают существенное влияние на течение в боковых зазорах между ротором и статором, что в свою очередь влияет на величину осевых сил, потери мощности на внутренее трение. При проектировании турбомашин (паровых и газовых турбин, осевых и радиальных компрессоров, детандеров) необходимая точность определения осевых нагрузок, действующих на ротор, остается до сих пор трудно достижимой.

Исходя из вышесказанного, очевидна актуальность задачи углубленного исследования течения в лабиринтных уплотнениях.

Связь работы с научными программами, планами, темами.

Диссертационная работа выполнялась согласно с планами научноисследовательских работ кафедр технической теплофизики и прикладной гидроаэромеханики Сумского государственного университета в соответствии с государственной научно-технической программой и «Новейшие ресурсосберегающие технологии в энергетике, промышленности и агропромышленном комплексе». Соискатель был исполнителем госбюджетной научно-исследовательской работы: рабочих процессов «Исследования энергетических машин» (№0110U004210).

Объект исследования – рабочий процесс течения уплотняемой среды в лабиринтном уплотнении.

Предмет исследования – взаимосвязь газодинамических параметров рабочего процесса и геометрических параметров лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов с их характеристиками.

Методы исследования. При решении поставленных задач использовался анализ и обобщение известных литературных источников, что позволило доказать актуальность темы исследования, сформулировать его цель и задачи;

аналитическое исследование гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения позволило создать математическую модель рабочего процесса; численный эксперимент, выполненный на основе законов сохранения энергии и материи в дифференциальной форме, которые являются фундаментальными в технической гидро- и аэромеханике, позволил наглядно получить картину течения в проточной части исследуемого уплотнительного узла пневмоагрегата, определить рабочие характеристики и показал высокую точность расчетов; физический эксперимент был выполнен с целью подтверждения корректности математической модели рабочего процесса и получения основных взаимозависимостей газодинамических параметров с геометрическими, как в размерном, так и безразмерном видах.

Научная новизна полученных результатов:

Впервые предложен поелементний подход к рассмотрению рабочего процесса в лабиринтном уплотнении, позволивший уточнить физическую картину протекающих в нем процессов, выявить наличие аномальных явлений в виде флуктуаций, то есть одновременно существующих зон с различными режимами вихревого течения, определить елементы и факторы, в большей мере влияющие на эффективности уплотнения и уточнить математическую модель течения;

Впервые получены критериальные уравнения и графические зависимости влияния различных параметров на характеристики уплотнения, уточнена методика расчета уплотнения с учетом ранее не учитываемых факторов вала, масштабный фактор, и др.), рассчитаны (вращение коеффициенты отдельных видов потерь методом идентификации математической модели уплотнения;

Впервые проведен сравнительный анализ влияния свойств газов, в т.ч.

с использованием экспериментальных данных полученых на водяном паре и воздухе;

Получен ряд новых и уточнены известные данные по выбору геометрических параметров лабиринтных уплотнений, обоснована необходимость увеличения геометрического обьема расширительных камер по ходу течения.

Практическое значение полученных результатов:

В диссертационной работе решена научно-практическая задача развития теории рабочего процесса и усовершенствования конструкции лабиринтных уплотнений.

Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

Разработана методика поэлементного расчета гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения, которая позволяет создать более эффективную конструкцию уплотнения пневмоагрегата;

Экспериментальным путем получена критериальная зависимость условного коэффициента расхода лабиринтного уплотнения от чисел Рейнольдса и Эйлера, что позволяет более эффективно использовать метод моделирования при проектировании узлов уплотнений;

Разработаны алгоритм и методика проектирования лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов, что позволяет ускорить процесс их расчета и проектирования, при этом точность расчета характеристик уплотнения повышается на 10 – 25%;

При помощи программного комплекса Flow Vision выполнено моделирование и исследование течения газа в проточной части лабиринтного уплотнения, получена картина течения с использованием визуализаций;

Результаты работы могут быть использованы при расчетах и проектировании лабиринтных уплотнений пневмоагрегатов, а именно, разработаны практические рекомендации по выбору рациональной геометрии, указаны области оптимальных значений t и h, предложена конструкция с переменными значениями параметра t и h, что позволяет снизить величину протечки до 30%;

Основные результаты теоретических и экспериментальных исследований используются при выполнении курсовых и дипломных проектов, бакалаврских и магистерских работ, внедрены в курсах и вакуумная техника», и «Пневмоагрегаты «Турбокомпрессоры»

«Проектирование турбомашин», которые преподаются для студентов специальности 05060405 «Компрессоры, пневмоагрегаты и вакуумная техника», что подтверждается соответственными актами.

Личный вклад соискателя. Основные научные и практические результаты диссертационной работы получены автором самостоятельно.

Постановка задач исследований, анализ и обсуждение полученных результатов выполнялись соискателем совместно с научным руководителем.

В работах соискателем был выполнен анализ полученных результатов численного и экспериментального исследования. В работах роль соискателя заключалась в обобщении факторов влияющих на показатели эффективности лабиринтного уплотнения и пневмоагрегата в целом, а также разработка методики физического моделирования. В работе соискателю принадлежит проведение физического эксперимента, обработка результатов и формулирование выводов. В работах соискатель в соавторстве проводил расчеты в программном комплексе FlowVision с целью отработки методики численного исследования на примерах центробежной компрессорной ступени и узла лабиринтного уплотнения.

Работа посвящена проведению многочисленных исследований газодинамических процессов в лабиринтном уплотнении и сравнению их с физическим экспериментом, в чем соискатель принимал непосредственное участие. В работах соискателю принадлежит обобщение существующего материала и сравнительный анализ полученных характеристик в соавторстве.

Апробация работы . Основные положения и результаты диссертации докладывались и обсуждались на: II и III Всеукраинских межвузовских научно

– технических конференциях "Современные технологии в промышленном производстве", г. Сумы, 2012, 2014 гг.; ХIV и XV Международных научнотехнических конференциях: "Промышленная гидравлика и пневматика" – (г. Одесса, 2013 г., г. Мелитополь, 2014 г.); ХIV Международная н.т.к.

"Герметичность, вибронадежность и экологическая безопасность насосного и компрессорного оборудования" Гервикон – г. Сумы 2014 г.; научнотехнических конференциях преподавателей, сотрудников, аспирантов и студентов Сумского государственного университета, г. Сумы, 2013 г.

Публикации . По материалам диссертации опубликовано 6 статей, 5 из которых в научных изданиях Украины, 1 статья опубликована в зарубежном издании, входящем в наукометрическую базу данных Scopus, а также 6 тез докладов в материалах конференций и 1 заявка на полезную модель.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложений. Общий объем работы составляет 166 страниц, 71 рисунок и 26 таблиц по тексту, 3 приложения на 3 страницах, список использованной литературы из 108 наименований на 9 страницах.

Благодарности. Автор считает необходимым искренне поблагодарить своего научного руководителя к.т.н., проф. Бондаренко Германа Андреевича, за научную и методическую помощь, без которой появление этой работы выглядело бы очень проблематичным.

Автор также выражает искреннюю благодарность коллегам и сотрудникам кафедр технической теплофизики и прикладной гидроаэромеханики СумГУ за их полезные советы, замечания, бескорыстную помощь и моральную поддержку в процессе написания работы.

СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Классификация уплотнений пневмоагрегатов Понятие «уплотнение» используется для определения и действия и устройства, что приводит к многозначности данного термина. Для определения конструкции больше подходит термин «уплотнитель», от которого отказались, поскольку в технической литературе термин «уплотнение» применяется как понятие, определяющее и действие и конструкцию .

По назначению уплотнения делятся на концевые (уплотнения хвостовиков вала) и внутренние проточной части:

(уплотнения междиафрагменные, надбандажные, межступенчатые, думмисные). В данной работе основной упор делается на внутренние уплотнения, поэтому рассматриваются только газовые (т.н. “сухие”) уплотнения, а уплотнения концевые с применением запорных жидких сред находятся за пределами тематики работы. На рисунке 1.1 приведена классификация уплотнений по типам. Большой вклад в развитие расчета уплотнений внесли В. А.

Марцинковский , Г. А. Бондаренко , В. Г. Орлик и др.

Уплотнения устанавливаются на подвижные и неподвижные детали и могут быть контактными или бесконтактными. В контактных уплотнениях уплотняющий эффект осуществляется в результате непосредственного контакта статорной и роторной частей, а в бесконтактных – за счет потерь энергии движущегося в зазоре потока. Бесконтактные уплотнения различают статического и динамического действия. В статических уплотнениях уплотняющий эффект происходит в результате действия гидродинамических сил, возникающих в силу трения потока об элементы проточной части уплотнения, и местных вихреобразований.

–  –  –

А в динамических уплотнениях эффект дополняется развитием противодавления набегающему потоку. К динамическим относятся винтовые (винтовая нарезка на поверхности вала или внутреннего корпуса) и лабиринтно вихревые уплотнения (нарезка на обеих частях уплотнения, имеющая противоположное направление). Уплотнения с винтовой нарезкой также называемые импеллерами работают как встроенный насос, имеющий определенную производительность и соответственно требует некоторых затрат мощности, из – за чего их применение не получило широкого распространения, несмотря на высокую герметичность .

Имея такие преимущества как: простота конструкции, надежность, отсутствие трущихся деталей, возможность работы при больших отношениях давлений, различных средах, возможности установки на различные пневмоагрегаты можно констатировать, что на сегодняшний день нет альтернативы лабиринтным уплотнениям с гладким валом. Поэтому в данной диссертационной работе наибольшее внимание уделено лабиринтным уплотнениям с гладким валом. На рисунке 1.2 представлены наиболее распространенные виды лабиринтных уплотнений.

–  –  –

Рисунок 1.2 – Исполнения лабиринтных уплотнений Приведенные на (рис.

1.2) лабиринтные уплотнения применяются в подавляющем большинстве конструкций пневмоагрегатов, а также турбомашин, использующих в качестве РТ сжатый воздух, пар, нейтральные и не опасные газы. Особым случаем применения лабиринтных уплотнений является их использование в шпиндельных двигателях, достигающих нескольких сотен тысяч оборотов в минуту. У таких двигателей лабиринтное уплотнение служит одновременно гидростатическим или гидродинамическим подшипником. Решающим преимуществом здесь является очень низкое трение, которое допускает такое высокое число оборотов. Следует отметить, что при больших плотностях газа и наличии эксцентриситета в лабиринтных уплотнениях могут возникать опасные самовозбуждающие колебания ротора (эффект Ломакина) и вибрация ротора .

Разновидностью лабиринтных уплотнений является буферное уплотнение, применяющееся в качестве концевого уплотнения вала компрессоров, сжимающих опасные газы. Уплотнение состоит из двух секций между которыми вдувается нейтральный газ (азот), часть которого проникает внутрь компрессора, а другая часть сбрасывается в атмосферу. Для предотвращения таких явлений в центробежных компрессорах высокого давления нашли применения сотовые и лунковые уплотнения (рис. 1.3, а, б) . Большой вклад в развити теории конструкций, технологий изготовления и внедрения таких уплотнений внесли Вниикомпрессормаш, СМНПО им. Фрунзе, СумДУ.

Наибольшее распространение получили бесконтактные уплотнения, т.к.

они более долговечны чем контактные, а среди них – лабиринтные уплотнения.

Лунковое уплотнения (рис. 1.3, а) состоит из втулки, на внутренней поверхности которой выполнены серповидные лунки разделенные кольцевыми гребнями в осевом направлении и перегородками в окружном. Гребни лункового уплотнения выполняют те же функции что и обычного лабиринтного, а перемычки создают дополнительное сопротивление потоку движущемуся в окружном направлении и, кроме того, разделяют полости между гребнями на малые обьемы в которых автоколебания не развиваются.

Рисунок 1.3 – Некоторые разновидности бесконтактных уплотнений:

а) - лунковое; б) - сотовое; в) - ступенчатое Сотовые уплотнения (рис. 1.3, б) применяются в центробежных компрессорах высокого давления (для производства синтеза аммиака), газотурбинных двигателях, насосах и т. д., в качестве межступенчатых, концевых и думмисных уплотнений. Высокая жесткость сотовой конструкции позволяет выполнять стенки намного тоньше чем гребни лабиринтных уплотнений (до 0,05 мм), что допускает беззазорную сборку за счет прирабатывания торцев сот при незначительном их нагреве. Сотовая обойма применяется как с гладким так и с гребенчатым валом. Ступенчатое исполнение сотового уплотнения повышает его эффективность, но существенно усложняет конструкцию и технологию изготовления.

Наряду с лабиринтными в небольших паровых турбинах используют контактные угольные уплотнения Стальные гребни угольно . – лабиринтного уплотнения (рис. 1.4, а) при работе вырабатывают в угольной втулке канавки, которые образуют в пространстве между гребнями уплотнительный эффект. Данная конструкция допускает работу уплотнения при чрезвычайно малых зазорах, однако очень чувствительна к осевым смещениям ротора.

В качестве бесконтактного уплотнения на (рис. 1.4, б) показано импеллерное уплотнение , которое состоит из установленного на вал вращающегося импеллера с лопатками 1 и кольцевой неподвижной камеры 2.

При вращении импеллера, рабочее тело находящееся в камере вовлекается во вращательное движение, в результате чего возникает противодавление р0, обеспечивающее герметичность уплотнения.

На (рис. 1.4, в) показано торцовое газодинамическое уплотнение , состоящее из роторной втулки 1 и диска 2, аксиально – подвижного графитового кольца 3, поджимающегося к диску 2 пружиной 4, размещенной в корпусе уплотнения 5. На торцовой поверхности роторной втулки 1 со стороны проточной части компрессора выполнены профильные лопатки 6 наклоненные по ходу вращения ротора 7. Герметизация зазора обеспечивается за счет прижатия кольца 3 к рабочим поверхностям дисков 2 изготовленных с высокой точностью.

–  –  –

Из вышесказанного видно, что повышение эффективности уплотнений происходит за счет существенного усложнения их конструкции, использования сложных технологий изготовления, дорогостоящих материалов, что приводит к резкому возрастанию цены.

1.2 Влияние протечек через лабиринтные уплотнения на к.п.д.

пневмоагрегатов Несмотря на разнообразие конструктивных схем лабиринтных уплотнений рабочий процесс в них осуществляется идентично. Поэтому с точки зрения упрощения методики исследований целесообразно в качестве базовой характеристики принять “классическое” лабиринтное уплотнение с гладким валом. При этом основной упор делается на исследование внутренних уплотнений, характеризующихся обычно небольшими уплотняемыми перепадами p1 / p2 и небольшим количеством гребней, но очень существенно влияющими на экономичность пневмомашин.

Внутреннее уплотнение – это уплотнение в зазорах между элементами вращающегося ротора и неподвижными элементами статора. Для лопаточных машин относительно протечек пр = mпр / m означает долю либо увеличения затрачиваемой работы на сжатие (в компрессоре), либо недовыработку полезной механической энергии (в турбине). Характерным примером является ступень центробежного компрессора (рис. 1.5, а).

–  –  –

уравнению турбомашин Ейлера эквивалентно увеличению мощности на сжатие газа в ступени hi = hТ (1 + пр) .

К аналогичным результатам приводит и влияние протечки в радиальном зазоре между лопатками и корпусом осевой турбинной ступени (рис. 1.6) :

потери к.п.д. составляют от 5 до 30 % в зависимости от увеличения режима ее работы (при этом увеличивается коэффициент потерь с утечкой у).

Рисунок 1.6 – Влияние потерь от перетекания на к.

п.д. реактивной турбинной ступени

1.3 Сравнительный анализ конструкций лабиринтных уплотнений На рисунке 1.7 показаны наиболее распространенные конструкции лабиринтных уплотнений. Там же приведены размеры и значения коэффициентов расхода, который определялся как µ = mд / m .

Рисунок 1.7 – Типы и характеристики уплотнений испытанных С.

М. Шляхтенко: а, б) – с гладким валом; в, г, д) – ступенчатые;

е) – двухярусное Менее эффективными являются конструкции с гладким валом а, б, но в то же время являются наиболее распространенными, поскольку они не теряют своей работоспособности при осевых смещениях ротора, в отличии от более эффективных ступенчатых конструкций в, г, д, которые более технологически сложны в изготовлении и сборке. Для конструкции е не несут опасности осевые перемещения ротора, но ее эффективность зависит от количества совпадающих гребней расположенных на статорной и роторной его частях. Поэтому данную конструкцию целесообразно устанавливать при большом количестве гребней.

Лабиринтные уплотнений обычно слабо нагружены центробежными силами и усилиями от перепада давления и обладают большими преимуществами перед другими типами уплотнений:

Простота конструкции;

Высокая надежность;

Отсутствие трущихся деталей;

Отсутствие внутреннего трения;

Неограниченность окружных скоростей вала;

Возможность работы при высоких отношениях давлений;

Возможность широкого выбора материалов;

Возможность сохранения стабильной производительности агрегата на протяжении нескольких межремонтных периодов.

Основным недостатком лабиринтных уплотнений с гладким валом является их низкая эффективность, а ступенчатых конструкций – опасность выхода из строя вследствие даже небольших осевых перемещений вала (2 – 3 мм), поэтому их часто устанавливают около упорного подшипника, где эти перемещения наименьшие. Такие проблемы особенно остро проявляются при тепловых деформациях, неточностях при сборке, действие осевых газодинамических сил и др. Также при использовании лабиринтных уплотнений, как говорилось выше, возможно возникновение автоколебаний ротора.

Материал уплотнений выбирают в зависимости от назначения агрегатов, на которые они устанавливаются и условий их эксплуатации, главными из которых являются агрессивность среды, параметры ее температуры, давления, вязкости и конструктивные особенности самого уплотнения. При конструировании лабиринтных уплотнений стремятся решить несколько задач :

а) конструкция гребня и следующей за ним расширительной камеры должны быть выполнены так, чтобы в камере по возможности гасилась кинетическая энергия, приобретенная газом при протекании через узкое сечение предыдущего зазора. Если этого не будет соблюдено, то расход уплотняемой среды через уплотнение увеличивается;

б) расположение гребней лабиринтов должно быть наиболее компактным с тем, чтобы в пределах заданной длинны вала разместить наибольшее количество гребней. При этом, не следует допускать слишком малых размеров расширительных камер, так как это повлечет не пополноту гашения кинетической энергии;

в) конструкция уплотнения должна выполнятся таким образом, чтобы малые зазоры между неподвижными гребнями и ротором не могли стать причиной аварии. Радиальный зазор в уплотнении принимается равным s = 0,001d у, но не менее чем 0,2 - 0,3 мм.

В ответственных конструкциях и при особо тяжелых условиях эксплуатации применяют комбинированные уплотнения, представляющие собой модификации или комбинацию уплотнений различных типов.

Составнями частями в таких уплотнениях нередко выступают лабиринтные. На рисунке 1.8 в качестве примера приведены некоторые варианты исполнений таких уплотнений .

Рисунок 1.8 – Винтовое (а) и лабиринтно – вихревое уплотнение (б)

Винтовое уплотнение (рис. 1.8, а) состоит из гладкого корпуса и вала с винтовой нарезкой, установленного с гарантированным зазором. Лабиринтно – вихревое уплотнение, в отличии от винтового, имеет одно – или многозаходную нарезку противоположного направления на статоре и роторе.

Число заходов является главной определяющей характеристикой, правильный выбор которой позволяет увеличивать величину уплотняемого давления.

Особенностью данных уплотнений является то, что они представляют собой мини – насос, подающий уплотняемый поток и потребляющий мощность. Их применение очень ограничено .

1.4 Методы расчета лабиринтных уплотнений

Теория лабиринтных уплотнений основывается на теории истечения струи жидкости из сопла и отверстия . Исходным моментом является формула Сен – Венана для адиабатического истечения из сопла в неограниченное пространство, дополненная эмпирическим коэффициентом расхода µ :

p 1 (p2 / p1)

m = 0,99 µ F 1 (1.1) 1 z Для большинства технических применений важно иметь минимальное гидравлическое сопротивление при истечении, поетому используются сопла с плавными отводами. Но для уплотнения необходимо наоборот повысить гидравлическое сопротивление щели или отверстия, чему способствуют острые кромки.

До настоящего времени отсутствует строгая теория рабочего процесса в лабиринтных уплотнениях. Принято рассматривать лабиринтное уплотнение как ряд последовательно установленных отверстий с острыми кромками или сопел . Данное положение весьма приближенно, поскольку в обычном лабиринтном уплотнении острая кромка находится только с одной стороны, и щель не плоская а кольцевая, имеет место вращения вала, обьем за каждым гребнем ограничен расширительными камерами и т. д. Из сопоставление относительных расходов пара для сопла и отверстия с острой кромкой приведенных на рисунке 1.9, в видно их существенное различие как качественное, так и количественное. Прежде всего для отверстия характерно т.н. второе критическое отношение давлений, намного меньше, чем у сопел.

Процесс расширения пара в лабиринтном уплотнении в i – s диаграмме изображен на (рис. 1.9, а). Падение давления по всем гребням уплотнения принимают равномерным (рис. 1.9, б).

В общем случае течение сжимаемой жидкости в канале описывается дифференциальными уравнениями Навье – Стокса и уравнениями неразрывности, состояния .

–  –  –

где m – массовый расход через щель;

F – площадь зазора;

p0 - давление газа перед щелью;

p1 / p2 - отношение давлений за и перед щелью;

k – показатель адиабаты;

µ - коэффициент сужения вследствие сжимаемости и свойств рабочего тела;

µ1 - то же для несжимаемой жидкости.

Формула Чаплыгина отличается от известной формулы Сен – Венана – Вентцеля для адиабатического истечения из сопла наличием составляющей

–  –  –

где µ – коэффициент расхода;

Важно отметить что формула Стодола предполагает равномерную разбивку перепада по гребням pi = p / z, плотность газа предполагается усредненной, т.е. уплотнение заменяется последовательно работающими идентичными отверстиями числом z, что весьма условно.

Расчетную формулу для определения величины протечки через лабиринтное уплотнение выбирают в зависимости от режима течения (достижения критического и второго критического отношения давлений).

Ниже приведены другие виды формул Стодола согласно , не затрагивающие ее изначальной сути. Для ступенчатого уплотнения с острыми кромками величина протечки определяется по формуле:

–  –  –

где µ – учитывает влияние формы гребня.

Под описание идеальных, наиболее подходящими являются ступенчатые уплотнения, в которых осуществляется не только расширение сечения струи, но и ее поворот в каждой камере уплотнения, что повышает его эффективность.

Для реального уплотнения :

–  –  –

где µ – коэффициент расхода;

– коэффициент учитывающий число гребней, определяется графически (рис. 1.11, б);

T1 – температура перед уплотнением, К.

–  –  –

В для расчетов протечек в центробежых компрессорах была которая дополнялась коэффициентом µ, предложена формула Стодола, учитывающим все геометрические особенности уплотнения полученным по экспериментальным опытам C.М. Шляхтенко :

–  –  –

где D - диаметр уплотнения, м;

s - радиальный зазор под гребнем уплотнения, мм;

z – число гребней уплотнения;

1 - плотность потока перед уплотнением, кг / м3 ;

Такой полуэмпирический подход к определению протечек через лабиринтные уплотнения используется в турбо– и компрессоростроении вплоть до настоящего времени, несмотря на довольно грубое приближение, лежащее в его основе.

С.М. Шляхтенко было испытано 5 конструкций имеющих одинаковую габаритную длину, среди котоых более эффективными оказались уплотнения со ступенчатым расположением гребней. В данных опытах отношение шага уплотнений t к зазору s изменялось в пределах t / s = 9 35. Абсолютные размеры испытанных уплотнений были несколько меньше, чем применяемые в турбиностроении, поэтому необходимо их увеличение с соблюдением геометрического подобия в пределах зазоров s, в указанном диапазоне t / s.

Также было отмечено, что при одинаковых размерах внутренних уплотнений, имеет место возростание протечек от первой ступени к последней. При выборе числа гребней z необходимо учитывать назначение уплотнения и располагаемое место; не рекомендуется иметь z 4 и неэффективно допускать z 28 32.

Более обширное исследование провел проф. С.Е. Захаренко . Были приняты следующие допущения: движение газа в щели установившееся, энергия к газу не подводится и не отводится, процесс дросселирование газа в щели происходит изотермически. С учетом этих допущений было выведено следующее уравнение расхода газа через щель:

–  –  –

Используя уравнения изменения количества движения при тех же допущениях которые делал проф. С.Е. Захаренко получено уравнение для определения удельного расхода газа через единицу площади сечения:

–  –  –

где k p - опытный безразмерный коэффициент расхода, учитывающий уменьшение расхода вследствие потерь при движении газа через щель, который в первом приближении отыскивается графическим путем и лишь за тем во втором приближении уточняется его значение. Несмотря на длительную процедуру отыскивания коэффициента расхода, в нужной мере не удалось повысить точность расчета протечки через уплотнение.

Для определения перепада давления p в уплотнении покрывного диска предлагается воспользоватся испытаниями инженера Степанова на насосах, по результатам которых получена зависимость:

p 3 u2 u12 = (1.8) 4 2g В книге А.В. Щегляева говорится о возможности рассмотрения потока пара через лабиринтное уплотнение как поток движущийся через ряд последовательных отверстий с острой кромкой . При истечении из отверстия с острой кромкой при дозвуковом течении, сечение струй уменьшается и коэффициент расхода (отношение расхода через зазор с острой кромкой к расходу через сопло той же выходной площади и при тех же режимных параметрах), составляет µ = 0,63 0,68. При снижении давления на выходе из отверстия коэффициент расхода увеличивается и достигает (при малых значениях давления на выходе) величины µ = 0.85, поэтому при истечении из отверстия с острой кромкой расход газа (или пара) продолжает возрастать даже тогда, когда отношение давлений p2 / p1 становится ниже критического значения.

К.П. Селезневым в предположении, что ни в одной из щелей не возникает скорость равная скорости звука, и что число элементов (щелей, камер) велико, так что перепад давления на одну щель мал и сжимаемостью газа в пределах одной щели можно пренебречь, было предложено в формулу А. Стодолы с целью учета реальных условий движения газа ввести коэффициент расхода µ, который учитывает:

сужение потока, приводящее к тому что фактическое живое сечение струи в щели меньше геометрической площади проходного сечения f;

потери в щели, приводящие к снижению скорости газа;

сжимаемость газа, вызывающую снижение плотности газа в щели;

возможность частичного преобразования кинетической энергии в камере в энергию давления.

Важно, что первые три фактора снижают расход газа через уплотнение, а последний – увеличивает его.

Следует отметить, что данная формула справедлива лишь для докритичесих скоростей в щелях. Звуковая скорость может появится на последнем гребне уплотнения, так как здесь плотность газа минимальная при равных размерах щелей. Если в последней щели возникает скорость звука, то все уплотнение можно условно расделить на две части: первую с числом щелей (z – 1), расход через которую определяется по формуле А. Стодолы, и вторую, состоящую из последнего элемента уплотнения с одной щелью, расход через которую определяется по формуле критического истечения:

–  –  –

Коэффициенты расхода µ и µкр зависят от следующих факторов:

конструкции лабиринта, величины зазоров л, формы и толщины концов гребней, шага уплотнения t. Величина t имеет существенное значение, особенно при гладком лабиринте.

В таблице 1.1 приведены результаты расчетов протечки через уплотнения по различным формулам, из которой видно, что расхождения превышают 30%.

Таблица 1.1 – Результаты расчета протечек через уплотнение

–  –  –

1.5 Влияние конструктивных параметров на работу лабиринтных уплотнений Основными конструктивными элементами любого лабиринтного уплотнения являются щели и промежуточные камеры. В щели происходит снижение давления потока газа. Принципиально важным является острота кромки гребня. Из опытов Б. М. Трояновского (рис.1.12, а) следует, что закругление входной кромки приводит к резкому увеличению коэффициента расхода до 1,5 раза .

Форма щели оказывает влияние на величину сужения вытекающей струи, что приводит к уменьшению протечки. Опыты Г. А. Домбровского (рис. 1.12, б) показали, что коэффициент сужения зависит от относительного геометрического размера щели и числа Маха . В. Г Орликом (рис. 1.12, в) установлена зависимость коэффициента сужения струи от угла наклона гребня .

Очевидно, что размеры камеры (t х h) между гребнями также должны влиять на работу уплотнения, т.к. в них происходит гашение кинетической энергии: чем больше обьем камер, тем эффективнее уплотнение. Из (рис. 1.12, б) следует, что с уменьшением высоты h коэффициент расхода возрастает.

а) б) в) Рисунок 1.12 – Влияние формы кромки гребня на значение коэффициента расхода (а), влияние h и на коэффициент сужения струи µ0 (б), (в) В опытах С. М. Шляхтенко испытывались варианты уплотнений (а – д, рис. 1. 7), имеющие отношения t / s = 9 35. Абсолютные размеры испытанных уплотнений были несколько меньше, чем применяемые в турбиностроении, поэтому необходимо их увеличать соблюдая геометрическое подобие в пределах зазоров s, в указанном диапазоне t/s. Также показано, что при одинаковых размерах внутренних уплотнений, имеет место возрастание протечек от первой ступени к последней. При выборе числа гребней z необходимо учитывать назначение уплотнения и располагаемое место; не рекомендуется иметь z 4 и неэффективно допускать z 28 32. При ограниченых габаритах устанавливают елочные уплотнения.

На рисунке 1. 13 рассмотрены характеристики одиночной и групповой щели. Данное исследование позволило выявить влияние радиуса скругления входной кромки гребня на величину коэффициента расхода. Оказалось, что притупление острого гребня при кратковременном касании о вал, может µ = 0,611 до µ = 1 способствовать снижению коэффициента расхода с (при r 0,6 s), причем дальнейшее скругление на коэффициент расхода не влияет. На коэффициент расхода также влияет толщина гребня, что можно учесть используя графики .

Из вышесказанного видно, что коэффициент расхода одиночной щели существенно зависит от ее геометрической конфигурации. Коэффициент обычного гребня может изменяться более чем в два раза при его износе (µ = 0,611...1, 415). В целях снижения величины протечки через уплотнение, увеличивают число его гребней z, что нежелательно при ограниченной длине.

В. Г. Орлик показал, что увеличение расстояния между гребнями t/s повышает эффективность уплотнения, т.к. истечение струи приближается к случаю неограниченного пространства с полным гашением скорости (рис. 1.13, б), где представлены расходные характеристики сдвоенных и строенных щелей в зависимости от их длины l. Прямоточная групповая щель, образованна гребнями со скругленными кромками (рис. 1.13, поз. 1,2) при малых значениях t ведет себя как одиночный утолщенный гребень (рис. 1.13, а, поз. 3). Соседние зазоры не оказывают влияния при t/s 30.

–  –  –

На рисунке 1,13, б представлены расходные характеристики сдвоенных и строенных щелей в зависимости от ит их длины l. Прямоточная групповая щель, образованная гребнями со скругленными кромками (рис. 1.13, поз. 1,2) при малых значениях t ведет себя как одиночный утолщенный гребень (рис. 1.13, а, поз. 3). Соседние зазоры не оказывают влияния при t/s 30.

Очевидно, что характеристики реальных уплотнений будут отличатся от тех, которые получены на упрощенных схемах, поэтому необходимо рассматривать не отдельные щели, а их работу во взаимодействии с соседними.

Для этого необходимы более сложные экспериментальные установки.

В.Г. Орлик проводил сравнительный анализ лабиринтных уплотнений со ступенчатым и гладким валом на основе полученных данных на экспериментальном стенде (рис. 1. 14).Образцы испытанных уплотнений имели вид плоских пластин длиной l и шириной S по 200 мм, на которых выполнены лабиринты. Испытания проводились при радиальных зазорах s = 0,5 – 2,5 мм, высота гребней h = 5 – 15 мм, шаг t = 6 – 24 мм, у ступенчатых конструкций осевой разбег с = 6,5 – 35 мм, высота выступов h = 3,5 – 15 мм. Испытательная установка работала при подаче воздуха под давлением до 0,6 МПа с выходом в атмосферу через раходомерное устройство. Условия опытов весьма приближенно отражали реальные: щели уплотнения плоские, отсутствие вращения вала и т.п.

Рисунок 1.14 – Разрез экспериментальной установки

Испытано три типа уплотнений: типу А соответствуют прямоточные уплотнения, Б и В ступенчатые (В – с увеличенным числом коротких гребней).

По результатам испытаний были получены значения коэффициентов расхода µ исследуемых конструкций. Помимо экспериментальных точек получены результаты теоретического расчета, учитывающего сужение струи в зазоре при различных условиях входа, что позволило выявить наличие зависимости оптимального шага от s/h, что качественно согласуется с данными .

В качестве расходной характеристики было введено понятие расчетного зазору µ0 = µ s / s0, коэффициента расхода, приведенного к где s0 = s + r (1 cos 0).

Из рисунка 1.15 видно что коэффициент расхода уплотнения с гладким валом имеет существенно выше коэффициент расхода µ чем ступенчатая конструкция, что подтверждается опытами С.М. Шляхтенко (рис. 1.7), где среди испытанных конструкций (кроме варианта е), имеющих одинаковую длину, наилучшие результаты также показала ступенчатая геометрия, вариант г.

Рисунок 1.15 – Влияние геометрии на коэффициент расхода лабиринтных уплотнений µ: а) - варианты А и Б; б) - вариант В Уплотнение с гладким валом оказалось примерно на 80% хуже по эффективности чем ступенчатое.

Данные из (рис. 1.16) позволили определить оптимальную геометрию для исследованных типов уплотнений, а именно: в уплотнении с гладким валом, с углом 0 900 наименьшая протечка наблюдается при (t / h)опт 2,5.

Показана возможность повышения эффективности уплотнения с гладким валом за счет наклона гребней по течению, что способствует более полному гашению кинетической энергии струи. При больших значениях радиального зазора в уплотнении мм) ступенчатые уплотнения более (s 0,4 предпочтительны, в отличии от малых значений (s 0,4 мм) где лучше использовать уплотнение с гладким валом. Выявлено, что чрезмерно малые размеры камер уплотнения приводят к с снижению его эффективности.

–  –  –

увеличивает протечку на 10 – 30% вблизи крайних положений, а при больших зазорах, смещение уже влияния не оказывает. Анализ опытных данных позволил выявить,что для конструкции II оптимальной является камера квадратного сечения. Во всех рассматриваемых уплотнениях (рис. 1. 17, а) наблюдается уменьшение коэффициента расхода µ с увеличением радиального зазора уплотнения что характерно для ступенчатых уплотнений.

s, а) б) Рисунок 1.17 – Исполнения исследованных уплотнений (а), поправка на толщину кромки гребня (б) Данное явление происходит из – за уменьшения коэффициента сужения струи с увеличением зазора s, приближаясь к идеально острой кромке.

В отличии от экспериментальных исследований В. Г. Орлика, в работе экспериментальная установка А.Г. Костюка, позволяла исследовать не упрощенные плоские, а кольцевые модели лабиринтных уплотнений.

Исследованные модели (рис. 1.18, а) имели равную протяженность вдоль оси вращения и диаметры. Верхняя часть уплотнений имеет статорное расположение, нижняя – роторное. Количество гребней не менее 10.

На рис. (1. 18, б) приведены расходы через испытанные модели, отнесенные к расходу через уплотнение с гладким валом (I), а для моделей IV и V показано влияние осевого относительного смещения ротора х = х / tcт, где х – смещение относительно статора.

–  –  –

В экспериментах измерялась величина протечки через уплотнение m и определялся коэффициент расхода µ. В таблице 1.2 приведены результаты, полученные при р1 / р2 = 0,7...0,8.

–  –  –

Из полученных результатов видно, что при наличии значительных осевых смещений ротора наиболее подходят уплотнения IV и V. Наименьшую величину протечки имеют уплотнения II и III, но при наличии осевых смещений ротора быстро выходят из строя. Следует отметить, что варианты IV и V имеют резерв повышения экономичности, за счет уменьшения шага между гребнями.

1. 6 Цель и задачи исследований

усовершенствование методов расчета и Цель исследования – проектирования лабиринтных уплотнений валов пневмоагрегатов на основе углубленного исследования и моделирования рабочего процесса.

Задачи исследования:

Отработать методику численного моделирования течения газа в лабиринтном уплотнении с использованием программного комплекса и провести ее верификацию;

Создать универсальный экспериментальный стенд для исследования характеристик лабиринтных уплотнений, в условиях максимально приближенных к реальным, и усовершенствовать методику физического моделирования лабиринтных уплотнений на основе теории подобия;

Провести экспериментальные и численные исследования закономерностей влияния геометрических и режимных параметров на структуру течения и интегральные характеристики уплотнений;

Определить особенности процесса расширения газа и выполнить поэлементный анализ гидравлических потерь в проточной части лабиринтного уплотнения;

Усовершенствовать методику расчета протечки газа через лабиринтное уплотнение;

Математическое и программное обеспечение вычислительных машин, комплексов и компьютерных сетей ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель д.ф.-м.н....» ШАХТЫ «САДКИНСКАЯ», ВОСТОЧНЫЙ ДОНБАСС) 25.00.16 – «Горнопромышленная и нефтегазопромысловая геология, геофизика, маркшейдерское дело и...» ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ ПОКРЫТИЙ И ПОРИСТЫХ ПЛЕНОК Специальность 05.16.06 –Порошковая металлургия и...»

«Бегляров Рафаэль Рубенович СНИЖЕНИЕ ПОТЕРЬ ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ ПРИ РАБОТЕ МОБИЛЬНЫХ МЕЛИОРАТИВНЫХ НАСОСОВ ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ СИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОПРИВОДА Специальность: 05.20.02 – Электротехнологии и электрооборудование в сельском хозяйстве Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель доктор...»

«ЯКУНИНА НАТАЛЬЯ ВЛАДИМИРОВНА МЕТОДОЛОГИЯ ПОВЫШЕНИЯ КАЧЕСТВА ПЕРЕВОЗОК ПАССАЖИРОВ АВТОМОБИЛЬНЫМ ТРАНСПОРТОМ ПО РЕГУЛЯРНЫМ МАРШРУТАМ 05.22.10 – Эксплуатация автомобильного транспорта Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук Научный консультант: д-р техн.наук, профессор А.П.Фот Оренбург – 20 СОДЕРЖАНИЕ Введение...»

«Брыкалов Сергей Михайлович МЕТОДОЛОГИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ И ИНСТРУМЕНТАРИЙ СТРАТЕГИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫМИ ПРЕДПРИЯТИЯМИ ВЕРТИКАЛЬНО ИНТЕГРИРОВАННЫХ СТРУКТУР АТОМНОЙ ОТРАСЛИ 08.00.05 – Экономика и управление народным хозяйством (Экономика, организация и управление предприятиями, отраслями, комплексами: промышленность) Диссертация на соискание ученой степени доктора экономических наук...»

«КОСТИН АЛЕКСЕЙ ВЛАДИМИРОВИЧ МЕТОДИКА И СРЕДСТВА ОЦЕНКИ ВОЗДЕЙСТВИЯ ЭЛЕКТРОМАГНИТНОГО ПОЛЯ ЭЛЕКТРОСТАТИЧЕСКОГО РАЗРЯДА НА БОРТОВУЮ АППАРАТУРУ КОСМИЧЕСКИХ АППАРАТОВ Специальность 05.12.04 – Радиотехника, в том числе системы и устройства телевидения ДИССЕРТАЦИЯ на...»

«ИЛЬИНЫХ ГАЛИНА ВИКТОРОВНА ГЕОЭКОЛОГИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ТЕХНОЛОГИЙ ОБРАБОТКИ ТВЕРДЫХ КОММУНАЛЬНЫХ ОТХОДОВ РАЗЛИЧНОГО КОМПОНЕНТНОГО СОСТАВА Специальность 25.00.36 Геоэкология (строительство и ЖКХ) ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель – доктор технических наук,...»

«Блинов Виталий Леонидович РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПОВ ПАРАМЕТРИЧЕСКОГО ПРОФИЛИРОВАНИЯ ПЛОСКИХ РЕШЕТОК ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ ГТУ НА ОСНОВАНИИ РЕЗУЛЬТАТОВ МНОГОКРИТЕРИАЛЬНОЙ ОПТИМИЗАЦИИ 05.04.12 – Турбомашины и комбинированные турбоустановки Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических...»

«РЫЧКОВ ДМИТРИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ ИССЛЕДОВАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ СИСТЕМ ПРОМЫСЛОВОЙ ПОДГОТОВКИ ПРОДУКЦИИ НЕФТЕГАЗОКОНДЕНСАТНЫХ МЕСТОРОЖДЕНИЙ Специальность 25.00.17 – Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель кандидат технических наук, Нестеренко А. Н. Тюмень – СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ 1...»

«ЕФИМОВ АЛЕКСЕЙ МИХАЙЛОВИЧ ФОРМИРОВАНИЕ И ОЦЕНКА МАРКЕТИНГОВЫХ КАНАЛОВ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ПРОДУКЦИИ ПРОИЗВОДСТВЕННОЙ ОРГАНИЗАЦИИ Специальность 08.00.05 – Экономика и управление народным хозяйством (маркетинг) Диссертация на соискание ученой степени кандидата экономических наук Научный руководитель: доктор экономических наук,...»

«Полякова Вероника Васильевна ОСОБЕННОСТИ СТРУКТУРЫ И МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА УЛЬТРАМЕЛКОЗЕРНИСТОГО СПЛАВА Ti-6Al-7Nb ДЛЯ МЕДИЦИНСКИХ ПРИМЕНЕНИЙ 05.16.01 – Металловедение и термическая обработка металлов и сплавов Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель: д.т.н. Семенова...»

«ХОХЛОВ Дмитрий Юрьевич СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТЕХНОЛОГИЙ И СРЕДСТВ ОБЕСПЕЧЕНИЯ БЕСПЕРЕБОЙНОГО ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ ПРЕДПРИЯТИЙ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА Специальность: 05.20.02 – Электротехнологии и электрооборудование в сельском хозяйстве ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель...»

2016 www.сайт - «Бесплатная электронная библиотека - Авторефераты, диссертации, конференции»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам , мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.

Практическое использование процесса дросселирования

Дросселирование всегда уменьшает работоспособность рабочего тела, поэтому в большинстве случаев является вредным процессом. Однако зачастую оно является необходимым и достаточно широко применяется в технике. Так, в частности, на эффекте дросселирования основана работа многих измерительных приборов (мерные шайбы, трубки и др.), явление дросселирования используется при регулировании тепловых машин (турбин, ДВС и др.), в гидравлических и пневматических системах автомобилей, строительных и дорожных машин, механизмов подъемно-транспортных машин.

В карбюраторах двигателей внутреннего сгорания в качестве одного из основных регулирующих элементов применяется дроссельная заслонка, являющаяся, по существу, дроссельным клапаном.

В холодильной технике дросселирование используется для получения низких температур. Иногда дросселированием получают перегретый пар.

Для уменьшения утечек между ступенями лопаточных компрессоров и турбин, а также из пространства за последней ступенью компрессоров применяют лабиринтные уплотнения, в которых также используется явление дросселирования. Рассмотрим схематическое устройство уплотнения, представленное на рис.7.2. Лабиринтные уплотнения являются бесконтактными и допускают некоторую утечку газов через них. В то же время они обеспечивают работу при относительных скоростях деталей турбокомпрессоров двигателей внутреннего сгорания и газотурбинных установок до 300 м/с, что невозможно для контактных уплотнительных устройств.

В лабиринтном уплотнении на пути перетекающего газа создается большое гидравлическое сопротивление. С увеличением числа гребешков и с уменьшением зазора между гребешком и неподвижной деталью гидравлическое сопротивление возрастает и количество перетекающего газа уменьшается. Для уменьшения утечки между ступенями применяют лабиринтное уплотнение с 3-5 гребешками. За последней ступенью компрессора их число доходит до 10-12. Расположение гребешков под углом с наклоном навстречу потоку, как это показано на рис.7.2б, способствует улучшению уплотнения. В уплотнениях с изменяющимся направлением потока газа (рис.7.2.в) эффективность еще выше.

Лабиринтное уплотнение работает на принципе дросселирования. Его работа возможна только при перетекании газа. Если радиальный зазор в лабиринтном уплотнении остается таким же, как и в гладком кольцевом канале, то расход через «лабиринт» уменьшается. Причиной этого являются потери кинетической энергии потока при внезапных расширениях газа. Происходит дросселирование газа при его прохождении через ряд последовательных местных сопротивлений. Скорость под гребешком определяется перепадом давлений на этом гребешке. Массовый расход газа меньше, чем в обычном зазоре, т.к. перепад давлений на один гребешок весьма незначителен. От гребешка к гребешку скорость растет, а плотность падает. Скорость может достигать скорости звука, но это возможно лишь на последнем гребешке.

Если даже предположить, что скорость на предпоследнем гребешке станет равной критической, то на последнем гребешке она не может быть больше критической. Следовательно, на последнем гребешке скорость не больше критической, а на предпоследнем - меньше критической.

С уменьшением зазоров эффективность лабиринтного уплотнения повышается. Однако при этом возможно задевание гребешков за неподвижные детали в процессе приработки уплотнения. Применение графитовых и графито-алюминиевых покрытий позволяет устанавливать малые и даже нулевые зазоры в уплотнениях.

Массовый расход газа через уплотнения определяется выражением

где К - коэффициент расхода, учитывающий особенности расширения;

f = pdd - площадь сечения щели;

z - число гребешков.

Изобретение относится к уплотнениям подшипниковых и шарнирных узлов. Лабиринтное уплотнение содержит уплотнительное кольцо прямоугольного сечения из конструкционного полимерного материала, зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения - валу или корпусе и установленное торцовыми поверхностями по посадке скольжения в радиальную прямоугольного сечения канавку другой детали пары вращения. Радиальная канавка выполнена глубиной t=2÷2,2 с, где с - толщина кольца. Изобретение повышает герметичность уплотнения. 2 з.п. ф-лы, 6 ил.

Изобретение относится к уплотнению пар вращения (вал - корпус, подшипники скольжения и качения, шарниры и т.п.) и может быть использовано в общем и специализированных отраслях машиностроения, преимущественно для уплотнения подшипниковых и шарнирных узлов.

Известно лабиринтное уплотнение, выполненное в виде составной лабиринтной втулки с крышками [А.Г.Комиссар. Уплотнительные устройства опор качения. М., Машиностроение, 1980, с.37, рис.196].

Недостатками указанного решения является сложная конструкция ввиду наличия в конструкции одного уплотнения увеличенного количества (не менее трех) деталей, что приводит к увеличению трудоемкости изготовления и сборки узла.

Наиболее близким по технической сущности и достигаемому эффекту к предлагаемому является лабиринтное уплотнение, состоящее из упругих круглого сечения уплотнительных колец, посаженных на вал с натягом и установленных с зазором по периметру в прямоугольного сечения радиальные канавки в корпусе, составляющем пару вращения с валом .

Недостатком данного уплотнения является недостаточная герметичность ввиду наличия больших зазоров в соединении его деталей. Такое уплотнение по условию его сборки может быть выполнено только при изготовлении упругих колец из материала типа резины.

Задачей предлагаемого изобретения является повышение герметичности уплотнения.

Поставленная задача решается тем, что в лабиринтном уплотнении, содержащем зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения и входящее в радиальную канавку прямоугольного сечения в другой детали пары вращения уплотнительное кольцо из конструкционного полимерного материала выполнено прямоугольного сечения и установлено в радиальную канавку торцовыми поверхностями по посадке скольжения, при этом глубина канавки t=1-2,2 с, где с - толщина кольца. Одна из деталей пары вращения может быть снабжена закрепленной в ней обоймой с радиальной канавкой. При выполнении пары вращения в виде подшипника качения уплотнительное кольцо может быть установлено в радиальную канавку на внутреннем или наружном кольцах подшипника.

Выполнение уплотнения с уплотнительным кольцом прямоугольного сечения из конструкционного полимерного материала с установкой его торцовыми поверхностями по посадке скольжения в радиальную канавку прямоугольного сечения заявляемых размеров в одной из деталей пары вращения создает плотный контакт трущихся по торцовым плоским поверхностям деталей и тем самым обеспечивает повышенную герметичность уплотнения.

Глубина радиальной канавки t обусловлена условием возможности сборки устройства. Заявляемая глубина позволяет беспрепятственно установить уплотнительное кольцо в радиальную канавку, используя допускаемую деформируемость уплотнительного кольца из конструкционного полимерного материала, а также возможность при этом необходимого радиального смещения уплотнительного кольца в радиальной канавке. Уменьшение глубины канавки t менее 2 с, где с - толщина кольца, не позволяет установить кольцо в канавку; увеличение глубины канавки t более 2,2 с - нецелесообразно из-за достаточности условия сборки величины глубины в указанном верхнем пределе.

Материалом для изготовления уплотнительного кольца может быть конструкционный полимерный материал, преимущественно составляющий антифрикционную пару трения с материалом детали пары вращения с выполненной в ней радиальной канавкой, например полиамид или полиформальдегид в паре со стальной деталью.

Выполнение лабиринтного уплотнения с обоймой, закрепленной на одной из деталей пары вращения, позволяет выполнять радиальную канавку с установкой в ней уплотнительного кольца не в самом корпусе или на валу, а в этой обойме, что способствует достижению повышенной герметизации, вследствие возможности использования более совершенной технологии изготовления и сборки деталей устройства.

Встроенное во внутреннее или в наружное кольца подшипника качения лабиринтное уплотнение позволяет обепечить более высокую герметичность уплотнения. Герметизация в этом случае превосходит таковую в известном уплотнении в виде защитной шайбы, устанавливаемой с радиальным зазором больше радиального зазора в самом подшипнике.

Фиксирование уплотнительного кольца на вал или корпус с определенным расчетным натягом, во-первых, обеспечивает герметичность в соединении, а, во-вторых, дает возможность при необходимости осевого смещения деталей пары вращения под нагрузкой - для обеспечения нормальной работы устройства. Также фиксирование уплотнительного кольца на вал или корпус может быть выполнено и другими способами, например клеевым соединением по торцовой поверхности или прижимом по торцовой поверхности посредством резьбовых деталей.

Предлагаемое лабиринтное уплотнение проиллюстрировано на фиг.1-6, где на фиг.1 показано уплотнение с радиальной канавкой в корпусе, на фиг.2 - уплотнение с радиальной канавкой на валу, на фиг.3 - уплотнение с обоймой, посаженной в корпус, на фиг.4 - уплотнение с обоймой, посаженной на вал, на фиг.5 - уплотнение с уплотнительными кольцами, установленными в радиальные канавки во внутреннем и наружном кольцах подшипника качения, на фиг.6 - уплотнение с уплотнительными кольцами, помещенными в обоймы, встроенные во внутреннее и наружное кольца подшипника качения.

Лабиринтное уплотнение содержит уплотнительное кольцо 1, зафиксированное посредством посадки с натягом на вал 2 (фиг.1). Уплотнительное кольцо 1 из конструкционного полимерного материала выполнено прямоугольного сечения, установлено торцовыми поверхностями а и в по скользящей посадке в радиальной канавке 3 прямоугольного сечения, выполненной в корпусе 4.

На фиг.2 уплотнительное кольцо 1 помещено в радиальную канавку 5, выполненную на валу 2.

Уплотнительное кольцо 1 помещено в радиальную канавку 3 или 5, выполненную соответственно в обойме 6 или 7, закрепленную в корпусе 4 (фиг.3) или на валу 2 (фиг.4).

Уплотнительное кольцо 1 установлено в радиальную канавку 3 или 5 соответственно на наружном 9 и внутреннем 8 кольцах подшипника качения (фиг.5).

Обоймы 6 и 7 с установленным в них уплотнительным кольцом 1 встроены соответственно во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения (фиг.6).

Лабиринтное уплотнение работает следующим образом.

Производят сборку лабиринтного уплотнения: в радиальную канавку 3 в корпусе 4, заполненную пластичной смазкой, путем упругой деформации и радиального смещения устанавливают уплотнительное кольцо 1. При необходимости (если отсутствует заходная фаска на валу) выверяют положение уплотнительного кольца 1 в радиальной канавке 3 соосно отверстию в корпусе 4, после чего вставляют по посадке с натягом вал 2. Аналогично выполняют сборку уплотнения при выполнении радиальной канавки 5 на валу 1. При выполнении уплотнения с обоймами 6 или 7 производят предварительную установку уплотнительного кольца 1 в радиальные канавки 3 или 5 обойм, после чего обоймы монтируют в корпус 4 или на вал 2. Сборку уплотнения, встроенного во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения, производят аналогично - после сборки самого подшипника.

В процессе вращения одной из деталей пары вращения - вала 2 или корпуса 4 - уплотнительное кольцо 1, зафиксированное на одной из деталей пары вращения и помещенное при сборке в заполненную смазкой радиальную канавку 3 или 5 в другой детали пары вращения, скользит по торцовым поверхностям а и в радиальной канавки. Также работает уплотнение с уплотнительным кольцом, помещенным в радиальную канавку 3 или 5, выполненную в обоймах 6 и 7. Аналогично работает уплотнение, встроенное во внутреннее 8 и наружное 9 кольца подшипника качения.

Выполнение лабиринтного уплотнения в совокупности с предлагаемыми особенностями конструкции, материалом и соотношением размеров обеспечивает повышение герметичности устройства с возможностью его изготовления и сборки.

Опытные образцы уплотнения изготовлены в ОАО "УРАЛ", г.Челябинск, и прошли успешно испытания в катках гусеничного хода бульдозеров, работающих в загрязненной абразивной среде. После нормативного срока работы уплотнение не подверглось износу, отсутствовало подтекание смазки.

Предлагаемое уплотнение может найти применение в различных отраслях машиностроения, в производстве серийных подшипников качения.

1. Лабиринтное уплотнение, содержащее уплотнительное кольцо, зафиксированное от радиального смещения на одной из деталей пары вращения и входящее в радиальную канавку прямоугольного сечения в другой детали пары вращения, отличающееся тем, что выполненное из конструкционного полимерного материала уплотнительное кольцо прямоугольного сечения установлено в радиальную канавку торцевыми поверхностями по посадке скольжения, при этом глубина канавки t=2÷2,2 с, где с - толщина кольца.

2. Лабиринтное уплотнение по п.1, отличающееся тем, что одна из деталей пары вращения снабжена закрепленной в ней обоймой с выполненной в ней радиальной канавкой.

3. Лабиринтное уплотнение по п.1, отличающееся тем, что при выполнении пары вращения в виде подшипника качения уплотнительное кольцо установлено в радиальную канавку на внутреннем или наружном кольце подшипника.

Лабиринтное уплотнение

Ламинарные кольца создают металлическое лабиринтное уплотнение из нескольких колец, установленных в одной канавке. Расположение и специальная ориентация колец обусловлены областью применения и тяжелыми условиями эксплуатации. Они устанавливаются, как правило, на валах и корпусах агрегатов, находящихся в постоянном вращательном движении, для замены сальников. Также они идеально подходят для защиты валов прокатных станов.

Преимущества ламинарных колец

• Ламинарные уплотнительные кольца обеспечивают надежную защиту подшипника и эластомерных уплотнений вала от негативного внешнего влияния (попадания грязи, пыли и др.).
• Выполняются из металла, а не резины, неопрена или другого неметаллического материала, поэтому могут выдерживать высокие температуры и воздействие коррозийных сред.
• Создавая бесконтактное лабиринтное уплотнение, изделия практически исключают трение в процессе работы и защищают узел от износа.
• Лабиринтные уплотнения незаменимы для защиты подшипников валов при ремонте прокатных станов.
• Правильно установленные, стопорные кольца для механических уплотнений обеспечивают огромный диапазон рабочих скоростей.

Стандартные изделия диаметром от 5/8" до 50", от 15 мм до 1300 мм. Специальные уплотнения производятся по технологии без затрат на оснастку. Ламинарные уплотнительные кольца Smalley являются взаимозаменяемыми с кольцами FEY.

ТАБЛИЦА ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ
Проконсультируйтесь с проектным отделом Smalley

Комплект ламинарных уплотнительных колец от компании Smalley

Серия QSKD (2 двухвитковых кольца устанавливаются на вал, а 1 двухвитковое кольцо устанавливается в корпус) Подходят для защиты подшипников прокатных станов.

Применение

Ролик Шкива. Комплект ламинарных уплотнительных колец для лабиринтного уплотнения - это надежная защита подшипника, продлевающая срок его службы, исключающая попадание загрязнений на рабочую поверхность подшипника. Когда вращается ролик, с ним вращается только кольцо, находящееся в канавке, остальные кольца неподвижны. Для лучшей защиты от грязи, брызг воды и СОЖ кольца уплотнения покрывают консистентной смазкой.

Окружающая среда

Окружающая среда. Высокая степень загрязнения; максимальная рабочая температура 450° F или 232°С; максимум 1250 об/мин.

Серия QSD. Конструкция состоит из 2 двухвитковых ламинарных уплотнительных колец, которые устанавливаются на вал. При появлении вероятности загрязнения или если область применения требует дополнительной защиты, могут использоваться несколько ламинарных уплотнительных колец для обеспечения дополнительного уплотнения. Это применение с двойным комплектом колец QSD, включая второй комплект колец во вторичной канавке. Для увеличения эффективности уплотнения этот коннектор имеет третье установленное кольцо, которое создает дополнительный лабиринт.