Badania łożyska osiowego z wahliwie podpartym pierścieniem wirującym

(1)

Andrzej KORCZAK, Jacek PASZEK,

A rkadiusz KRYSTA, Ryszard JAŁOW IECKI

BADANIA ŁOŻYSKA OSIOWEGO Z WAHLIWIE PODPARTYM PIERŚCIENIEM WIRUJĄCYM

S tr e sz c z e n ie . W arty k ule przedstawiono wyniki b adań hydrosta

tyczno- hydrodynam icznego łożyska osiowego z wahliw ie podpartym pierścieniem ślizgowym (wirującym). Istota działania łożyska je s t za

strzeżona p aten tem [1], Nowe łożysko składa się z elem entów w irują

cych: tarczy osadzonej n a wale, opartego o n ią pierścienia pośredniego i kolejno podpartego pierścienia ślizgowego. Zastosowano podparcia łoży

skam i pryzm atycznym i obróconymi o 90°.

THE RESEARCH A NEW AXIAL SLIDE BEARING WITH A SELF

ALIGNING ROTATING RING

Sum m ary. The paper contains resu lts of th e research on application of a new axial hydrostatic slide bearing (being a balance disk in a m u lti-sta g e centrifugal pum p) w ith a self-aligning ro ta tin g ring. The new axial hydrostatic slide bearing consists of th e following ro tatin g elem ents: disk m ounted on th e shaft, interm ediate rin g rested on the disk, sliding ring rested on th e interm ediate ring. The prism atic bearings tw isted by 90° are applied between th e elem ents.

UNTERSU CH UN G EN D E R GLEITLAGER MIT EINEM PENDELN D GESTÜTZTEN RO TIERENDEN RING

Z u sa m m en fa ssu n g. Im Aufsatz w urden die Ergebnisse der U n te r

suchungen von hydrostatisch— dynam ischen G leitlager m it einem pen

delnd gestü tzten rotierenden G leitring gesam m elt und besprochen.

P rinzip der F unktion dieses G leitlagers ist p a te n tie rt worden [1], Der neue G leitlager b esteh t aus folgenden rotierenden B auelem enten: einer Scheibe, die a u f Welle eingesetzt ist, einem der Scheibe nachfolgenden Zwischenring, der m it Scheibe in B erührung kom m t sowie nachfolgen

den g estützten Gleitlager. Als S tützungselem ente w urde prism atische um 90 G rad gedrehte Lager gewählt.

(2)

238 A ndrzej Korczak i inni

1. W STĘP

W niniejszej pracy opisano b a d a n ia konstrukcji łożyska osiowego z wahliwie podpartym pierścieniem ślizgowym. B ad ana konstrukcja zastosowana jak o zespół tarczy odciążającej nap ó r osiowy w pom pie odśrodkowej wielosto

pniowej będzie odporna n a zanieczyszczenia m echaniczne i chemiczne w pom

powanej cieczy oraz będzie pobierać m niej mocy aniżeli znane konstrukcje tarcz odciążających.

Zastosow anie tarczy odciążającej o średnicy m niejszej od średnicy szyi w irn ik a pompy powoduje w zrost ciśnienia potrzebnego do zrównoważenia naporu osiowego ponad ciśnienie w króćcu tłocznym. Zastosow anie zamknię

cia hydraulicznego w pierścieniu oporowym i zasilanie czystą cieczą szczeliny poprzecznej m iędzy pierścieniem ślizgowymi i oporowym pozwala uzyskać równowagę sił osiowych. Zasilanie czystą cieczą o odpowiednim ciśnieniu odbywa się za pomocą pom py pomocniczej. W celu ograniczenia do niezbędne

go m inim um wydajności i mocy pompy pomocniczej zastosowano wahliwe podparcie pierścienia ślizgowego za pomocą łożyska pryzm atycznego, co umo

żliwia zm niejszenie szerokości szczeliny, wycieku przez szczelinę i mocy pom

py pomocniczej.

K onstrukcja łożyska osiowego o tak im rozw iązaniu, będąca też modelem tarczy odciążającej, je s t przedm iotem prezentow anych badań.

B adania przeprowadzono w ram ach p rac dyplomowych, których kolejne tem a ty obejmowały:

- przekonstruow anie m odelu zbudowanego wg opisu patentowego [2], do bad ań przepływów osiowosymetrycznych przez szczeliny poprzeczne i zaadoptowanie go do niniejszych bad ań [13],

- przeprow adzenie n a stanow isku pom iarowym badań spadków ciśnień i średnich natężeń przepływów w szczelinach poprzecznych [14],

- skonstruow anie m echanizm u do pom iaru sił osiowych i pomiary tych sił [15].

B adany układ przepływowy m a zdolność samoczynnego hydrodynamiczne

go k ształtow ania szczelin, przez co nie dopuszcza do tarc ia suchego ich ścia

nek. W opracow aniu koncepcji badanego rozw iązania kierowano się analogią do zjaw iska przepływ u w zbieżnych szczelinach zespołu tłoczek-cylinder, zapobiegającego ich zacieraniu, an alizą obliczeniową zależności parametrów pracy tarczy odciążającej od jej wym iarów [9] oraz analizą wyników badań zaw artych w pracy doktorskiej prof. G in tera Kosyny [4].

2. OPIS KONSTRUKCJI MODELU

Przedstaw iona n a rys. 1 kon stru k cja m odelu łożyska osiowego była przed

m iotem bad ań laboratoryjnych. Łożysko sk ład a się z zespołu wirującego oraz

(3)

Rys. 1. Konstrukcja modelu Fig. 1. The design ofthe modeli

poco

CD

iałożyskaosiowegoz wahliwiepodpartym...

(4)

240 Andrzej Korczak i inni

części stałej. Zespół w irujący je s t złożony z w ału 2, sztywno n a nim osadzonej tarczy 3, pierścienia pośredniego 4 oraz pierścienia ślizgowego 5. Pierścień 5 je s t uszczelniony względem w ału tzw. „ 0 ”-rin g iem , który m a dodatkowo za zadanie centrować pierścień 5. Część sta łą łożyska stanow i tarcza oporowa 6 z zam knięciem hydraulicznym . Zam knięcie hydrauliczne je s t zasilane pompą pomocniczą.

Oznaczenia charakterystycznych wym iarów pierścienia ślizgowego 5 i tar

czy oporowej 6 podano n a rys 3. W badanym m odelu przyjęto następujące w ym iary charakterystycznych wielkości: rw = 0, r j = 26 mm, r 2 = 31 mm, r 3 = 38,5 mm, r 4 = 75 mm, r p = 23 mm. Opierając się n a w ynikach badań G. Kosyny zaprojektow ano k ró tk ą szczelinę dośrodkową oraz stosunkowo znacznie dłuż

szą szczelinę odśrodkową. W rezultacie tego przyjęcia oczekiwano, że dominu

jący m om ent spowodowany asy m etrią rozkładu ciśnień w szczelinach będzie skutecznie przeciw działał zetknięciu się powierzchni czołowych pierścieni ślizgowego 5 i oporowego 6.

Pierścień 4 opiera się w ahliw ie o tarczę 3 poprzez łożysko pryzmatyczne, którego przekrój A -A pokazano n a rys. 1. Pierścień 5 opiera się o pierścień pośredni 4 tak im sam ym łożyskiem pryzmatycznymi, lecz obróconym o 90°.

W rezultacie pierścień 5 może się w ahać wokół każdej osi prostopadłej do osi wału.

Pierścień 6 je s t przytw ierdzony do tarczy 7, k tó ra je s t osadzona w kadłu

bie 8 obrotowo n a czopach 17. Umożliwia to ustaw ienie zamierzonej niepro- stopadłości względem osi w ału. Nieprostopadłość m ierzy się obracając wałem z przymocowanym czujnikiem m ikrom etrycznym wodzącym po tarczy 7. Wał je s t łożyskowany we w sporniku łożyskowym 1, do którego je s t przymocowany kadłub 8. Osiowe łożysko toczne 22 je s t osadzone w tulei 23, która jest p o d p arta łożyskam i osadzonymi w gniazdach dźwigni 24. Dźwignia dwustron

n a 24 je s t krótkim końcem o p arta o oś strzem ien ia 27, a długim końcem o przetw ornik siły 32.

W ał je s t zesprzęglony z silnikiem elektrycznym p rąd u stałego, który napę

dza zespół w irujący m odelu z prędkością obrotową w zakresie 0—3000 obr/min.

3. STANOWISKO BADAWCZE

Schem at stanow iska badawczego przedstaw ia rys. 2. Składa się ono z m odelu M napędzanego silnikiem S p rąd u stałego o mocy 7,5 kW, który jest zasilany przez prostow nik tyrystorow y ZT. Prędkość obrotowa n była regulo

w an a autotran sfo rm ato rem AT i m ierzona tachom etrem T. Silnik jest łoży

skowany w kołysce umożliwiającej określenie m om entu za pomocą pomiaru reakcji ram ien ia R n a wadze W. Pozw ala to określać moc brodzenia i obserwo

wać, czy nie w ystępuje tarcie suche pierścienia ślizgowego o pierścień oporo-

(5)

Fig. 2. Schematic diagram of the measuring system

to

iałożyskaosiowegoz wahliwiepodpartym...

(6)

wy. Zam knięcie hydrauliczne w pierścieniu oporowym je s t zasilane wodą ze zbiornika Z pom pą pomocniczą P.

Dokonywano pom iaru ciśnień: w zam knięciu hydraulicznym p z, w przewo

dzie odpływowym osiowym pw, i w kadłubie p0. C iśnienia pw i p 0 są ciśnieniami za szczelinam i, w których występow ał przepływ dośrodkowy i odśrodkowy.

R otam etram i i R0 m ierzono n atężen ia przepływ u dośrodkowego qw i od

środkowego q0. Ponadto pom iar ciśnienia p t za pom pą P pozwalał n a spraw

dzające określenie wydajności pom py Q = qw + q0 n a podstaw ie jej charaktery

styki Q = f(pt). Pom iaru siły dokonywano czujnikiem C współpracującym z m ostkiem pom iarowym MP.

4. OBSERWACJA PRACY MODELU I POMIARY

Po zbudow aniu m odelu i zm ontow aniu stanow iska badawczego dokonano obserwacji jego pracy i przeprowadzono k ilk a serii pom iarów [7]. O efekcie tw orzenia się hydrodynam icznej w arstew ki cieczy m iędzy pierścieniem ślizgo

wym a oporowym świadczy następ u jąca obserwacja: przed uruchomieniem pom py P dociskano n a k rę tk ą 23 z łożyskiem tocznym 22 pierścień ślizgowy 5 do pierścienia oporowego 6 tak , że obrót w ałem był silnie ham ow any tarciem powierzchni czołowych. Po uruchom ieniu pom py P, k tó ra wówczas wytwarza

ła najw yższe ciśnienie, tarcie suche ustąp iło i opór zredukow ał się. Pozostawał do pokonania tylko opór toczenia w ału w łożyskach i brodzenia zespołu wiru

jącego w wodzie. M ożna to zjawisko wyjaśnić stw ierdzeniem , że n a skutek działan ia sił ciśnienia nastąp iło sprężyste odkształcenie elem entów konstru

kcji i n a całym obwodzie w ytworzyła się pożądana szczelina m iędzy pierście

niem ślizgowym i oporowym. Oględziny powierzchni pierścieni ślizgowego i oporowego po k ilk u n a stu godzinach pracy nie w ykazały śladów przycierania.

N astęp n ie dokonano szczegółowych pom iarów dla niższych niż w opisanym eksperym encie ciśnień zasilania pz. Zm ierzone p a ra m etry pracy modelu opra

cowano w punkcie 6.

5. ALGORYTM OBLICZEŃ

5.1. S p a d k i c iś n ie n ia w p r z e p ły w a c h p r z e z s z c z e lin y p o p rzeczn e N a rys. 3 przedstaw iono schem at badanego uk ład u przepływowego z zazna

czonymi m ierzonym i i obliczanymi wielkościami.

Z bad ań G. Kosyny [4] w ynika, że natężen ie przepływ u lam inarnego przez szczelinę poprzeczną nieznacznie zależy od nierównoległości ścianek, przy określonym spadku ciśnienia i tej samej średniej szerokości szczeliny. Spadek ciśnienia w szczelinie poprzecznej obliczamy wzorem [7, 8]:

(7)

Rys. 3. Charakterystyczne wymiary tarczy i wielkości mierzone oraz obliczane Fig. 3. Characteristic dimensions of the disc, measured and calculated quantities

Ap = ApE + Aps (1)

gdzie spadek ciśnienia we wlocie do szczeliny ApE określamy ze wzoru:

ApE = p ę v l/ 2 = p l, 2 v E W

Spadki ciśnienia w szczelinie poprzecznej m ożna obliczyć np. algorytmem wg pracy [5]. Wówczas spadek ciśnienia w przepływie odśrodkowym przez szczelinę poprzeczną 3 -4 obliczamy wzorem:

Apsa-s = - 0 ,5 p v lr l( r 32 - r 42) - po)28_1(r? - r§) +

(3)

+ O^pA^yfrfs^ri1 - t\)

W spółczynnik oporu X określam y wzorem:

(8)

X = 0,0848(105/R e )1'25 (1 + 10“6 Re’)3’145 (4) gdzie um owne liczby Reynoldsa dla szczeliny 3 -4 wynoszą

Re = v4r 4/ v (5)

Re’ = m r^ /2 v (6)

r m = (r3 + r 4) /2 (7)

Średnie prędkości promieniowe przepływ u w szczelinie obliczamy z równań ciągłości:

q0 = 2rcr3sv3 = 27tr4sv4 (8)

qw = 27cr2sv2 = 2 n r1sv1 (8a)

Spadki ciśnienia w szczelinie poprzecznej m ożna też obliczyć korzystając z opracowanych n a podstaw ie b ad ań wykresów zamieszczonych w pracach [3]

Do weryfikacji wyników bad ań w niniejszej pracy sięgnięto do klasycznych wzorów określających spadek ciśnienia w szczelinie poprzecznej przy założe

n iu newtonowskiego m odelu lam inarnego przepływ u przez szczelinę płaską.

Jedynie w odróżnieniu od typowego w hydraulice siłowej ujęcia [10], całkowity spadek ciśnienia określano wzorem (1), określając lokalny spadek ciśnienia we wlocie do szczeliny wzorem (2). Spadki ciśnienia Apszl_2 i Apsz3_4 w szczeli

nie poprzecznej m iędzy prom ieniam i r 4 i r 2 oraz r 3 i r 4, określają wzory:

lub [6],

(3a)

(3b)

5.2. S iły o s io w e

C ałkow ita siła osiowa działająca n a tarczę wynosi:

F - F 2_! + F 3_4 + Fj + F 2 - F 3 (9)

(9)

gdzie:

F 2-i = J jrc P(r , <P)r d r d<P

r2 o

(10)

F 3-4 = j jrcp (r, <p)r dr dtp

r3 0

(11)

F i = n(r | - r|)p z

(

12

)

F 2 = 7i(r? - 4 ) p w (13)

F 3 = n(x\ - Tp)p0 (14)

5.2.1. S iła osiowa F0i, obliczona przy liniowej zmianie ciśnienia

W pierwszym przybliżeniu założono osiowo-sym etryczny rozkład ciśnienia w szczelinach poprzecznych i przyjęto jego liniowy spadek wzdłuż prom ienia określając jego w artość wzorem (3). Wówczas:

5.2.2. S iła osiowa Fin obliczona przy logarytmicznej zm ianie ciśnienia wzdłuż prom ienia

Siły osiowe działające w szczelinie odśrodkowej i dośrodkowej m ożna poli

czyć przy założeniu zm ian ciśnienia wzdłuż prom ienia określonych wzorem (3a) i wówczas po podstaw ieniu do całek (10) i (11) otrzymujemy:

5.2.1. Nośność łożyska pryzm atycznego

W badanej konstrukcji nośność łożysk pryzm atycznych pow inna być wię

k sz a od siły osiowej F działającej n a zespół wirujący. Siłą F działającą na tarczę są obciążone łożyska pryzm atyczne rys. 1, których zadaniem je s t um o

F 2_i = n [(pz - ApE3)(r| — r§) — ApS3_4(2r| - r 3r 4 - r§)/3] (lOa)

F 3 - 4 = rc[(pz - ApE3)(ri - rf) - ApS2_!(ri + r ^ - 2r?)/3] ( llb )

A p i- 2 + ?c(r2 - r i)P w (lOb)

- r i Ap3_4 + K(r'i - r 3)pw ( l l b )

(10)

żliwienie wahliwego ruchu pierścienia ślizgowego. M ożna ją obliczyć wzorem H ertza [11]:

F l = 2namax lr[(l - v2) /E i + (1 - v²) / E 2] sinp (15) Dla danych a max = 1200 N/mm

r = 2 mm, 1 = 2,49 = 98 mm, p = 70°,

E i = 19 ■ 104 N / m m 2, E 2 = 10,5 104 N / m m 2,

V! = 0,3, v² = 0,35,

dla badanej konstrukcji obliczono F L = 21907 N.

5.3. M om en ty d z ia ła ją c e n a ta r c z ę o d c ią ż a ją c ą

M om ent M działający na pierścień ślizgowy wywołany siłam i ciśnienia, jest efektem niesym etrii osiowej rozkładu ciśnienia w szczelinach 2-1 i 3-4. Za

kładając prostopadłą do osi w ału oś x będącą zarazem osią obrotu pierścienia ślizgowego względem w ału, zgodnie z rys. 3 m ożna napisać [4]:

2tt r4

Mx =

J J

p(r, (p)r2sin (p d r d(p (16) o ri

2 71 r 4

My =

J J

p(r, cp)r2cos 9 dr d9 (17) 0 rŁ

W arunkiem niedopuszczenia do ta rc ia suchego je s t pokonanie przez mo

m en t Mx następujących momentów:

Mg - m om entu żyroskopowego pierścienia ślizgowego,

Mp - m om entu w ru ch u oscylacyjno-obrotowym pierścienia pośredniego, Ml - m om entu ta rc ia w łożyskach pryzm atycznych.

Md - m om entu ta rc ia uszczelnienia ty p u „O”,

Mf - m om entu bezwladości cieczy, w której w irują pierścienie 4 i 5.

Składowa m omentu My powoduje asym etrię reakcji łożysk pryzmatycznych.

Przy doskonałej prostopadłości pierścienia oporowego do osi w ału wszystkie wym ienione m om enty zerują się. Pozostaje tylko m om ent oporu w ruchu obrotowym.

5.4. P o b ó r m o cy p rzez z e sp ó ł w ir u ją cy

Moc brodzenia tarczy w wodzie m ożna obliczyć wzorem [^{1 2}]:

(11)

r4 + 2 e gdzie:

P t = 1,224 1 04 Re”-0,182 co3r |

Re" = cor2/v Pobór mocy pompy pomocniczej wynosi:

P p — ( ^ ł w q o i P z / n p

Spraw ność pompy pomocniczej m ożna przyjąć np. rip = 0,74.

Całkow ity pobór mocy zespołu tarczy odciążającej:

(18)

(19)

(2 0)

P = Pt + P (21)

Rys. 4a. Zależność zmierzonej siły osiowej Fzm od ciśnienia zasilania pz Fig. 4a. Results of measurements: Fzm = f(pz)

(12)

600 0

500 0

i 4000 b-i

títí O N g 30 0 0

o Ma

• H

CO

2000

1000

Ciśnienie zasilan ia pui (Pa)

Rys. 4b. Zależność obliczonej siły osiowej z zastosowaniem wzorów (10a) i ( lla ) od ciśnie

nia zasilania pz

Fig. 4b. Results of calculated with function (3): F0b = f(pz)

J e s t to wielkość isto tn a przy porów naniu np. różnych rozw iązań konstru

kcji łożyska osiowego lub tarczy odciążającej.

6. OMÓWIENIE WYNIKÓW BADAŃ

Pom iarów dokonano przy prędkościach obrotowych zespołu wirującego: n = 0, 700, 1000, 1400, 2000, 2800 obr/min. K ąt skręcenia tarczy oporowej 6 od położenia prostopadłego do osi w ału u stalan o kolejno: e = 0°, 0,16°, 0,32°.

Pozostałe m ierzone wielkości, to: ciśnienie pz = 0,1 1 M Pa, ciśnienia pw i p0, natężenie przepływ u qw i q0, siła osiowa F.

(13)

Ciśnienie zasilania p„, (Pa)

Rys. 4c. Zależność siły osiowej Fin obliczonej z zastosowaniem wzorów (lOb) i (llb ) od ciś

nienia zasilania pz

Fig. 4c. Results of calculated with function (3a): Fin = ttp-t)

Zm iany param etrów dokonywano przez dociskanie czujnika siły do dźwig

ni, w której osadzono łożysko osiowe zespołu wirującego. Powodowało to w zrost ciśnienia p i siły osiowej F.

N astęp n ie przyjm ując określone w artości stałych i m ierzonych wielkości zmiennych: r 1( r 2, r 3, r 4, p, pz, pw, p0, qw, q0, za pomocą wzorów (1 - 1 4 ) oblicza

no szerokość szczeliny s oraz siłę osiową F. N a podstaw ie dokonanych pom ia

rów i obliczeń sporządzono wykresy, n a których przedstaw iono zależności:

- zmierzonej siły osiowej Fzm od ciśnienia zasilania p zas - rys. 4a,

- obliczonej z zastosowaniem wzorów (lOa) i (1 la ) siły osiowej Fob od pzas - rys. 4b,

(14)

Wykres dla n a t ę ż e n ia przepływu qw— 0 l / m i n

Rys. 5a. Zależność obliczonej siły osiowej F0b od szerokości szczeliny Fig. 5a. Results of calculated with function (3): Fob = f(s)

- obliczonej z zastosow aniem wzorów (lOb) i (1 lb ) siły osiowej Fln od pzas - rys. 4c.

N a w ykresie rys. 5a przedstaw iono zależność obliczonej wzorami (lOa) i ( l l a ) siły osiowej F ob od szerokości szczeliny s. Z w ykresu widać, że ze wzro

stem prędkości obrotowej w z ra sta szerokość szczeliny. J e s t to logiczny efekt w zrostu w spółczynnika X oporu przepływ u przez szczelinę poprzeczną, wraz ze w zrostem prędkości obrotowej ścianki wirującej. E fekt te n został stwier

dzony w pracach [3, 5, 6].

N a w ykresie rys. 5b przedstaw iono zależność siły Fln od obliczonej tym logarytm em szerokości szczeliny b. Dla różnych prędkości obrotowych wyniki

(15)

Wykres dla n a tę ż e n ia przepływ u qw- 0 l / m i n

Rys. 5b. Zależność obliczonej siły osiowej Fin od szerokości szczeliny Fig. 5b. Results of calculated with function (3a): Fin = f(b)

praktycznie pokryły się, ponieważ drugi m odel obliczeniowy nie uw zględnia wpływu w irow ania ścianki n a opór przepływu.

N astęp nie dla zmierzonych F zm i obliczonych F 0t, oraz F;n sil osiowych sporządzono wykresy F 0t/F zm oraz Fin/Fzm dla:

- zam kniętego przepływu dośrodkowego, czyli qw = 0; rys. 6a i 6b, - dla ciśnienia pw = 70 kPa; rys. 7a i 7b,

- dla ciśnienia pw = 120 kPa; rys. 8a i 8b, - dla ciśnienia pw = 150 kPa; rys. 9a i 9b.

Z wykresów wynika, że w zakresie zm ian m ierzonych param etrów pracy m odelu łożyska osiowego z wahliwie podpartym pierścieniem ślizgowym, oby-

(16)

Wykres dla n a tę ż e n ia przep ływ u q„-Q l / m i n

Rys. 6a. Stosunki sił F0b/FZm dla qw = 0

Fig. 6a. Comparison the calculated Fob with experimental Fzm axial thrust for qw = 0

dwa modele obliczeniowe pozwalają n a określenie siły osiowej F z podobną dokładnością. Można ją uznać za zadow alającą dla obliczeń konstrukcyjnych.

N a w ykresach rys. lOa i lOb przedstaw iono obliczoną zależność szerokości szczelin s i b od natężeń przepływów odśrodkowych q = c^ przy przepływie dośrodkowym qw = 0. Również n a tych w ykresach widać różnice w przyjętych m odelach obliczeniowych. W rzeczywistości szerokość szczeliny zależy od prędkości obrotowej wirującej ścianki, co uzasadniono powyżej. W niniejszych badaniach nie było możliwości pom iaru szerokości szczeliny s.

(17)

StosuneksityobliczonejFj,, dozmierzonej F, Wykres dla n atężen ia p rzep ły w u q .—0 l / m i n

Siła zm ierzona F,*, (N) Rys. 6b. Stosunki sił Fin/Fzm dla qw = 0

Fig. 6b. Comparison the calculated Fin with experimental Fzm axial th ru st for qw = 0

(18)

Rys. 7a. Stosunki sił F0i/Fzm dla pw = 70 kPa Fig. 7a. Comparison the Fob with Fzm for pw = 70 kPa

S W ykres d la s ta łe g o c iś n ie n ia p « , - 7 0 0 0 0 P a (*«

Rys. 7b. Stosunki sił Fin/Fzm dla pw = 70 kPa Fig. 7b. Comparison the Fin with Fzm for pw = 70 kPa

(19)

Stosuneksityobliczonej Fto dozmierzonej F„Stosuneksityobliczonej F„bdozmierzonej

W ykres d la stałego c ie n ie n ia p „ . —120000 P a

Rys. 8a. Stosunki sił F0b/Fzm dla pw = 120 kPa Fig. 8a. Comparison the Fob w ith Fzm for pw = 120 kPa

W ykres d la sta łe g o c iś n ie n ia p „ , - 120000 P a

Rys. 8b. Stosunki sil Fin/Fzm dla pw = 120 kPa Fig. 8b. Comparison the Fin with Fzm for pw = 120 kPa

(20)

| W ykres d la s ta łe g o c iś n ie n ia pWłMr—150000 P a i*.

Rys. 9a. Stosunki sił F0b/FZm dla pw = 150 kPa Fig. 9a. Comparison the Fob with Fzm for pw = 150 kPa

g W ykres d la s ta łe g o c iś n ie n ia p » . . - 150000 P a

Rys. 9b. Stosunki sił Fin/Fzm dla p = 150 kPa Fig. 9b. Comparison the Fin with Fzm for pw = 150 kPa

(21)

Wykres dla n a t ę ż e n i a p r z e p ł y w u q„~Q l / m i n

Nateżenie przepływ u q, ( i / m i n )

Rys. 10a. Zależność obliczonej pierwszym algorytmem szerokości szczeliny s od natężenia przepływu qz przy qw = 0

Fig. 10a. Relation of the calculated (with function 3) radial gap s and volume flow rate qz for qw = 0

(22)

W ykres d la n a tę ż e n ia p rz e p ły w u q „ - 0 l / m i n

Rys. 10b. Zależność obliczonej drugim algorytmem szerokości szczeliny b od natężenia przepływu qz przy qw = 0

Fig. 10b. Relation of the calculated (with function 3a) radial gap b and volume flow rate qz for qw = 0

(23)

LITERATURA

[1] Korczak A. Lamboj J . Nikolin S. P erch ał S. W róblewski A.: Pompa wirowa odśrodkowa wielostopniowa. P a te n t PL n r 163278 BI.

25.06.1990.

[2] Korczak A.: Przyrząd do b ad an ia przepływów osiowosymetrycznych przez szczelinę uszczelniającą. P a te n t n r 78947. 15.10.1973.

[3] W agner, W.: Experim entelle U n tersu ch u n g en an rad ia l durchstrom ten D ichtspalten, Diss. 1972, T.U. Braunschw eig.

[4] Kosyna, G.: U ntersuchungen an ra d ia l d u rch stre m te n dich tspalten m it ebenen Spaltw andungen u n te r Berück sichtigung von P arallelitatsfe- hlern, Diss. 1976, T.U. Braunschweig.

[5] Korczak, A.: Przepływ przez prom ieniow ą szczelinę uszczelniającą po

m pach wirowych, Rozprawa doktorska, Politechnika Śląska, Gliwice.

1972.

[6] Ję d ra l W.: B adania przepływu przez szczelinę jak o elem entu optym ali

zacji u kładu odciążającego w pompie wirowej. Rozpraw a doktorska, Poli

technika W arszaw ska, W arszaw a 1977.

[7] Korczak A.: E ntlastungscheibe m it se lb sttä tig einstellbarem Ring in einer m ehrstufigen Kreiselpumpe. P um pentagung. K arlsru h e ’92.

[8] Korczak A.: Łożysko osiowe z w ahliw ie podpartym pierścieniem w irują

cym Konferencja n -t.: Technologia m aszyn wirnikowych. Rzeszów 1993.

[9] Korczak A. Lamboj J.: Obliczenia hydrauliczne tarczy odciążającej napór osiowy w pompie wirowej odśrodkowej wielostopniowej. VII Konferencja M echaniki Płynów. PAN. Białowieża 1988.

[10] Stryczek S.: Napęd hydrostatyczny. WNT, W arszaw a 1984

[11] Tryliński W.: Drobne mechanizm y i przyrządy precyzyjne. WNT, W ar

szaw a 1978.

[12] Łazarkiewicz Sz., Troskolański A.T.: Pom py wirowe. WNT, W arszaw a 1973.

[13] Paszek J.: Obliczenia hydrauliczne i wytrzym ałościow e oraz konstrukcja m odelu do b adań nowego rozw iązania tarczy odciążającej. P raca dyplo

mowa. Pol. Śl., Gliwice 1991.

[14] K rysta A.: B adania laboratoryjne nowej konstrukcji tarczy odciążającej siłę osiową. P raca dyplomowa. Pol. SI. 1992.

[15] Jałowiecki R.: Kontynuacja b ad ań konstrukcji tarczy odciążającej. Praca dyplomowa. Pol. Śl. 1993.

A b stra ct

The paper contains results of th e research on application of a new axial hydrostatic slide bearing (being a balance disk in a m u lti-sta g e centrifugal

(24)

pum p) w ith a self-aligning ro ta tin g ring. The new axial hydrostatic slide bearing consists of th e following ro ta tin g elem ents: disk m ounted on the shaft, in term ed iate rin g rested on th e disk, sliding rin g rested on th e intermediate ring. The prism atic bearings tw isted by 90° are applied betw een th e elements.

As a resu lt, th e sliding rin g is self-aligning. M oreover, it is sealed w ith regard to th e shaft. In th e sta g n a n t rin g a la n te rn ring is applied, through which clean w a te r is supplied by an auxiliary pum p. The w a te r flows outwards and inw ards. The axial force is balanced by th e p ressu re u n d e r th e disk. A model and experim ental set h a s been built. The reliability of the new axial h ydrostatic slide bearing is being investigated. An algorithm has been developed to com pute th e design features. The com putational results were com pared w ith experim ental data. E lab o rated experim ental d a ta have been p rese n t graphically.