Dissertations / Theses on the topic 'Сила відцентрова'

Як показують теоретичні дослідження гідродинамічних сил шпаринних ущільнень, останні суттєво впливають на динамічні характеристики ротора: виникаючі в ущільненні гідродинамічні сили в залежності від конструкції та умов роботи ущільнення можуть або знижувати віброактивність ротора, або навпаки, обумовлювати його динамічну нестійкість. Але число експериментальних досліджень цієї проблеми невелике. В більшості робіт розглядаються моделі так званих коротких ущільнень, в яких окружною складовою швидкості руху рідини, обумовленої полем тиску, нехтують. Досліджень, де окружна складова потоку в щілині порівнянна з осьовою або навіть перевищує її, в літературі майже нема.

У дипломній роботі розглянуті питання, які пов'язані з аналізом і розробкою конструкції і моделюванням силових характеристик розтискних оправок із сегментними цангами для оснащення автоматизованих токарних верстатів. Вибрано структуру приводу головного руху багатоцільового токарного верстата з ЧПК. Проведено розрахунок кінематичних і силових характеристик приводу головного руху. Розроблено конструкцію та проведено розрахунок жорсткості шпиндельного вузла верстата, проведено його динамічний розрахунок. Отримано власні частоти та форми коливань шпинделя. Приведена характеристика та типи затискних систем для токарної обробки заготовок та проведений аналіз конструкцій цангових розтискних оправок і огляд існуючих досліджень і розробок по затиску заготовок цанговими затискними механізмами. Розроблено конструкцію цангової розтискної оправки із сегментною цангою та гексагональною пірамідальною передавально-підсилюючою ланкою. Розроблено моделі передачі сил у цанговій розтискній оправці із сегментною цангою та гексагональною пірамідальною передавально-підсилюючою ланкою у статиці та у процесі усталеного обертання. Досліджено за допомогою розроблених математичних моделей вплив конструктивних, кінематичних та експлуатаційних параметрів на статичну та динамічну радіальні сили затиску заготовки.
The thesis deals with issues related to the analysis and design of the design and modeling of the power characteristics of collet expansion joints for the equipment of automated lathe machines. The structure of the drive of the main movement of the CNC lathe is selected. The calculation of kinematic and power characteristics of the drive of the main motion is carried out. The design and the calculation of the stiffness of the spindle assembly of the machine are developed. Its dynamic calculation is carried out. Own frequencies and spindle oscillation forms are obtained. The characteristic and types of clamping systems for turning billets are given. Conducted analysis of the designs of the collet-shaped mandrel and review of existing research and development on the clamping of billets by the chain tightening mechanisms. The design of a collet-shaped mandrel with a hexagonal pyramidal transmission-reinforcing link was developed. The model of transmission of forces in a collet expansion joints with a hexagonal pyramidal transmission-reinforcing link in the static and in the process of steady rotation has been developed. The influence of constructive, kinematic and operational parameters on the static and dynamic radial forces of the workpiece clamping was studied with the help of developed mathematical models.
Вступ, Аналітичний розділ, Розробка конструкції приводу головного руху токарного верстата з чпк з використанням систем автоматизованого проектування, Науково – дослідна частина, Обґрунтування економічної ефективності, Охорона праці та безпека в надзвичайних ситуаціях, Екологія, Висновки

The method of calculation of the new system of rotor balancing of the centrifugal pump is stated.
У статті запропонована теорія розрахунку надійності нової конструкції автоматичного урівноважуючого пристрою багатоступінчатого відцентрового насоса. Цей пристрій є складною гідромеханічною системою автоматичного регулювання, яка складається з двох підсистем: гідроп`яти і регулятора перепаду тиску. Система має ряд переваг порівняно з пристроями традиційного виконання. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2913
В статье предложена теория расчёта надёжности новой конструкции автоматического уравновешивающего устройства многоступенчатого центробежного насоса. Это устройство представляет сложную гидромеханическую систему автоматического регулирования, состоящую из двух подсистем: гидропяты и регулятора перепада давления. Система имеем ряд преимуществ по сравнению с устройствами традиционного исполнения. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2913
In this paper the theory of reliability calculation of essentially new design of the automatic balancing device of the multistage centrifugal pump is proposed. This device represents the difficult hydro-mechanical system of automatic control consisting of two subsystems: the balancing disk and the regulator of pressure difference. This system possesses several advantages in comparison with devices of traditional execution. When you are citing the document, use the following link http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2913

Роботу виконано на кафедрі конструювання верстатів, інструментів та машин Тернопільського національного технічного університету імені Івана Пулюя Міністерства освіти і науки України Захист відбудеться 26 грудня 2018 р. о 13.00 годині на засіданні екзаменаційної комісії №10 у Тернопільському національному технічному університеті імені Івана Пулюя за адресою: 46001, м. Тернопіль, вул. Руська, 56, навчальний корпус №4, ауд. 101
У роботі проведено аналіз конструкцій та компоновок гайконарізних верстатів-прототипів, а також типів запобіжних муфт. Здійснено аналіз схем формоутворення для нарізання різі у отворах, а також обґрунтування компоновки верстата. Проведено розрахунок режимів різання на різенарізній операції, здійснено обґрунтування конструкції та принципу роботи верстату, виконано кінематичні та силові розрахунки основних вузлів та елементів приводу головного руху, зокрема пасової передачі, черв’ячного редуктора та різенарізної головки. Здійснено розрахунок моменту сил інерції ланок різенарізної головки з урахуванням циклограми роботи верстату. Проведено інформаційно-патентні дослідження запобіжних фрикційних муфт з регулюванням зусилля спрацювання, в т ч. і адаптивних фрикційних муфт. Здійснено аналіз існуючих способів стабілізації крутного моменту запобіжних фрикційних муфт. Наведено методику визначення геометричних та конструкторських параметрів відцентрової фрикційної муфти та запропоновано її конструкцію.
Analysis of structures and machine tools prototypes nut cutting components, as well as the types of the safely clutch types has been carried out. Forming schemes for cutting threads in holes were analyzed and machine tool arrangement was interpreted. The cutting models during threading have been calculated. The structure and the machine-tool operation principle have been interpreted. Kinematic and force calculation of the main units and elements of the main motion drive have been carried out. The belt transmission, worm reducer and threading cutter in particular. The threading cutter links forces moments inertia has been calculated, taking into account the machine tool operation cyclorama. Information-patent investigations of safety friction clutches, with the response force adjustment have been carried out, adaptive friction clutches in particular. The available methods of the safety friction clutches torque stabilization have been analyzed. The method for finding geometric and structural parameters of the friction clutch has been presented and its design has been proposed.
Вступ, Загальний розділ, Аналіз формоутворення та компонувальної схеми верстату, Конструкторсько-технологічний розділ, Науково-дослідний розділ, Спеціальний розділ, Обґрунтування економічної ефективності, Охорона праці та БЖД, Екологія, Висновки, Перелік посилань

У дисертаційній роботі виконано уточнення математичної моделі шпаринного ущільнення з урахуванням спірального руху робочої рідини, обумовленого як обертанням валу так і полем тиску рідини в шпарині. Розроблено аналітичний метод розрахунку в лінійній постановці складових радіальної сили. Проведено аналіз нелінійності гідростатичної сили, обумовленої радіальним зміщенням валу. Отримано, що дана сила має м’яку характеристику жорсткості. Проведений фізичний експеримент, який дав змогу оцінити вплив окружних перетоків рідини на величину гідростатичної сили. У відносно довгих шпаринах експериментально отримано явище самозбудження коливань необертового ротора. На модельному та натурному роторах проведено аналіз впливу шпаринних ущільнень на динамічні характеристики ротора.
В диссертационной работе предложена уточненная модель щелевого уплотнения с учетом спирального движения рабочей жидкости (модель щелевого уплотнения конечной длины), на основе которой разработан аналитический метод расчета возникающей в щелевом уплотнении радиальной силы. Проанализировано влияние окружных перетоков рабочей жидкости, обусловленных полем давления жидкости в щели, на величину составляющих радиальной силы в зависимости от геометрических размеров уплотнения. Построены диаграммы для безразмерных коэффициентов линеаризованных составляющих радиальной силы, которые дают возможность анализировать влияние геометрии щели на радиальную силу без дополнительных расчетов. В работе исследована нелинейность гидростатической силы, обусловленная радиальным смещением вала в щели. Показано, что данная сила имеет мягкую характеристику жесткости, что ухудшает динамические характеристики ротора. Проведены экспериментальные исследования гидростатической силы у относительно длинных щелевых уплотнениях. Сопоставление данных эксперимента и расчетов свидетельствует о хорошем совпадении результатов. Проведен анализ влияния щелевых уплотнений на критические частоты ротора центробежного насоса типа ПЭ. Расчеты показывают, насколько велико влияние щелевых уплотнений на критические частоты ротора и насколько существенно они снижаются из-за окружных перетоков рабочей жидкости в щели и угловой жесткости гидростатической силы в относительно длинном щелевом уплотнении, которым является цилиндрическая щель системы авторазгрузки.
The dissertation Project offers advanced model of the clearance seal with spiral movement of the fluid. Based on that model, author demonstrates new method to calculate radial force that arises in the seal. The work contains diagrams for dimensionless coefficients of linearized components of the radial force, which allow to analyze an influence of the geometrical shape on the radial force without additional calculus. Next, non linear hydrostatic force analysis is presented. Such forces appear due to radial dislocation of the rotor in the seal, and it is shown that such forces have low hardness’s characteristics, thus lowering dynamic characteristics of the rotor. The work presents experimental results of the nonlinear resilience force in relatively long clearance seals. Comparison of the theoretical and experimental parts proves the consistence of the model.

В центробежных насосах для уменьшения объемных потерь применяют многощелевые уплотнения. Однако из опыта эксплуатации высокооборотных насосов известно, что в некоторых случаях такие уплотнения вызывают повышенную вибрацию ротора. Радиальная гидростатическая сила в многощелевых уплотнениях может быть направлена в сторону увеличения эксцентриситета ротора.

Надійність і довговічність відцентрових насосів визначається, перш за все, вібраційним станом. На коливання ротора відцентрового насоса в значній мірі впливають гідродинамічні сили, що діють у шпаруватих ущільненнях. Від цих сил у великій мірі залежать динамічні характеристики роторів. Досліджуючи рух рідини у шпаруватому ущільненні багато дослідників використовують разом з рівнянням нерозривності рівняння осьового руху рідини, нехтуючи обертанням вала. В даній роботі проведені дослідження впливу обертання вала на витік та пружну силу, яка виникає в шпаруватому ущільненні. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/8113

Дисертаційна робота присвячена розробленню методики розрахунку та вдосконаленню геометрії багатошпаринних ущільнень відцентрових насосів. Наукове обґрунтування та опрацювання методики визначення статичних і динамічних силових характеристик та уточнений розрахунок величини витоків в багатошпаринних ущільненнях дають змогу покращити вже існуючі конструкції та підвищити енергоефективність при забезпеченні допустимо низького рівню вібрацій роторів відцентрових насосів. На основі аналізу літературних джерел встановлено можливість підвищення загального коефіцієнту корисної дії (К.К.Д.) відцентрових насосів за рахунок зменшення об’ємних втрат на передніх та міжступеневих шпаринних ущільненнях при великих значеннях перепадів тиску та швидкостях обертання роторів. Це можливо за рахунок використання багатошпаринних ущільнень. Конструкції таких ущільнень створюється послідовно розміщеними дроселями, з’єднаними між собою камерами, коефіцієнт гідравлічних втрат яких приблизно дорівнює сумі коефіцієнтів втрат всіх дроселів. Відповідно зменшується витоки через ущільнення. З літератури стає зрозумілим, що в таких ущільненнях, як і у звичайних одношпаринних, не тільки обмежуються втрати, а й внаслідок високих значень перепадів тиску виникають радіальні сили, які впливають на динамічні характеристики роторів відцентрових насосів, тобто вони виконують функції гідродинамічних опор і можуть, як стабілізувати ротор, так і викликати втрату його динамічної стійкості. Для визначення розподілу тиску в короткому кільцевому каналі з відповідними граничними умовами прийнято рівняння течії в’язкої нестисливої рідини (рівняння Рейнольдса). Отримані аналітичні залежності для розрахунку радіальних сил, що виникають в кільцевих дроселях двохшпаринних і трьохшпаринних ущільнень, зумовлені радіальним зміщення вала та перекосом осей ротора та статора. Проведена оцінка впливу конусності щілин на силові коефіцієнти багатошпаринного ущільнення. Розглядаються сили, зумовлені осьовим перепадом тиску p F і потоком витіснення: дисипативна сила d F і циркуляційна сила сF , які можуть привести до втрати стійкості, яка супроводжується автоколиваннями ротора з великою амплітудою. Інерційні сили (гіроскопічна і сила інерції), зважаючи на їх відносно малі значення, не враховуються. Отримані аналітичні залежності для визначення амплітуди та фази вимушених радіальних коливань вала, а також визначення умови його стійкості. Також розглянуті вільні коливання ротора в багатошпаринному ущільненні та отримані частоти власних коливань системи ротор-ущільнення з врахуванням демпфірування в залежності від частоти обертання при різних значеннях ущільнювального тиску. Виконано порівняння величин динамічних коефіцієнтів та витоків двох- та трьохшпаринних ущільнень з одношпаринним ущільненням при умові використання достатньо великих камер, яке демонструє суттєві переваги багатошпаринних ущільнень. Так, наприклад, трьохшпаринне ущільнення з однаковим радіальним зазором всіх шпарин ущільнення має у середньому на 48,5 % більші динамічні коефіцієнти, та на 41,2 % менші витоки, а подібне двохшпаринне ущільнення має на 15 % більшу пряму жорсткість та на 9,1 % більше пряме демпфірування та на 20,6 % менші витоки. Для проведення експериментальних досліджень на базі проблемної лабораторії гермомеханіки та вібродіагностики кафедри комп’ютерної механіки імені Володимира Марцинковського виконана модернізація існуючої експериментальної установки для досліджень одношпаринних ущільнень. Установка забезпечує подачу ущільнювального тиску від 0 до 1 МПа, при умові достатнього гасіння його пульсацій, при величині витоків до 1,2 л/с та частоті обертання вала - 8000 об/хв. Виконувались експериментальні дослідження трьохшпариного ущільнення двох варіантів конструкцій: з однаковими радіальними зазорами на кожній шпарині і з вдвічі збільшеним радіальним зазором на другій шпарині при двох осьових розмірах з’єднувальних камер – 1 та 3 мм. Для визначення впливу радіальної та тангенціальної сил, окремо проведені дослідження як з не обертовим, так і з обертовим валом. В експериментальних дослідженнях з не обертовим валом проведено вимірювання розподілу тиску по довжині першої шпарини та в з’єднувальній камері на виході з неї у двох протилежних радіальних положеннях вала – у місці з мінімальним та максимальним радіальним зазором; та сумарних витоків з ущільнення в залежності від радіального зміщення вала (ексцентриситету) в діапазоні 0,04-0,16 мм при різній величині ущільнювального тиску 1,25; 2,5; 5; 7,5, 10 атм. Отримані результати по розподілу гідростатичного тиску по довжині першої шпарини показали, що перший варіант конструкції трьохшпаринного ущільнення має децентруючу радіальну гідростатичну силу, яка підвищується зі збільшенням радіального зміщення валу та зменшується при збільшені осьового розміру з’єднувальних камер. У другому варіанті конструкції радіальна гідростатична сила на першій шпарині у більшості випадків має центруючу дію, та сумарна гідростатична радіальна сила збільшується зі збільшенням радіального зміщення вала і осьового розміру з’єднувальних камер. Величина витоків дещо зменшується з радіальним зміщенням валу для першого варіанту конструкції, але має суттєво більшу величину і майже не змінюється як від радіального зміщення, так від збільшення осьового розміру камер. Порівняння величини витоків отриманих за допомогою аналітичних залежностей з експериментальними даними для конструкцій трьохшпаринних ущільнень дало максимальну похибку 3,3 %, що підтверджує достатню адекватність обраної теоретичної моделі. Помічено, що під час експериментальних досліджень в першому варіанті конструкції при осьовому розмірі з’єднувальних камер 3 мм при відсутності власного обертання спостерігався прецесійний рух вала, траєкторія якого відстежувалась на екрані осцилографа. В експериментальних дослідженнях з обертальним валом отримані амплітудно-частотні характеристики (АЧХ), траєкторії руху та значення витоків в залежності від частоти обертання вала при різних значеннях ущільнювального тиску. Визначено, що у більшій частині досліджуваного діапазону параметрів, загальне число Рейнольдса у трьохшпаринному ущільненні відповідає турбулентному режиму течії. Аналіз АЧХ показав, що у другому варіанті конструкції ущільнення з удвоєним радіальним зазором другої шпарини та збільшеним осьовим розміром з’єднувальних камер при збільшенні ущільнювального тиску суттєво збільшуються значення критичних швидкостей. В першому варіанті конструкції зі зменшеним осьовим розміром з’єднувальної камери тенденція є зворотною. Для обох варіантів конструкцій зі збільшенням ущільнювального тиску дещо збільшуються критичні амплітуди коливань. При чому, у другому варіанті конструкції трьохшпаринного ущільнення максимальна критична амплітуда коливань на 36 % менша. Аналіз траєкторій руху стінки вала підтверджує той факт, що найменшу величину амплітуди коливань має другий варіант конструкції ущільнення зі збільшеним осьовим розміром з’єднувальних камер. Також підтверджено, що як і у традиційних шпаринних ущільненнях, витоки зменшуються зі збільшенням частоти обертання вала. Порівняння експериментально отриманих амплітудно-частотних характеристик(АЧХ) з АЧХ отриманими за аналітичними залежностями, показало краще їх співпадіння для другого варіанту конструкції зі збільшеними з’єднувальними камерами. Так максимальна відносна похибка дорівнювала 15 %. Це пояснюється тим, що в аналітичних розрахунках не враховується рух рідини в циліндричних каналах з’єднувальних камер. Для дослідження гідродинаміки течії рідини у циліндричних каналах багатошпаринного ущільнення використовувався програмний комплекс ANSYS CFX, в якому за допомогою метода скінченних об’ємів елементів розв’язувалися рівняння Нав'є-Стокса осереднені за Рейнольдсом, які замикались k-ɛ моделлю турбулентності. Розглядалась ізотермічна течія рідини (води). Точність використання вищенаведеної моделі турбулентності підтверджується наявними в літературі результатами розрахунків шпаринних ущільнень. Проведені розрахункові дослідження трьохшпаринних та двохшпаринних ущільнень в стаціонарній та нестаціонарній постановках. Отримані поля швидкостей, розподіли тиску та значення витоків. В стаціонарній постановці розглядалось радіальне зміщення валу без урахування його власного обертання. Порівняння отриманих розподілів гідростатичного тиску з результатами експериментальних досліджень показало, що максимальна похибка між результатами розрахунків та експериментів для конструкцій трьохшпаринного ущільнення склала 12,4 %, а максимальна відносна різниця за величиною витоків склала 15% при максимальному значенні величини радіального зміщення вала. Виникнення в експериментальних дослідженнях прецесії вала без його власного обертання в першому варіанті конструкції пояснюється результатами розрахункових досліджень. Так, радіальні коливання вала вздовж вертикальної осі, які викликані децентруючою силою в цьому напрямку, при мінімальному випадковому стаціонарному зміщенні валу в горизонтальному напрямку, можуть викликати додаткові радіальні коливання в цьому напрямку. Це пов’язано з виникненням негативного демпфірування в першому варіанті конструкції трьохшпаринного ущільнення. В нестаціонарній постановці розглядався рух вала за циліндричною траєкторію при прямій синхронній прицесії. Величина ексцентриситету дорівнювала 10 % від величини зазора. За відомими аналітичним залежностями, за величинами радіальних та тангенціальних сил, отриманими в розрахункових дослідженнях, оцінювались динамічні коефіцієнти жорсткості та демпфірування багатошпаринних ущільнень. Нестаціонарний аналіз динаміки валу в трьохшпаринному ущільненні показав, що максимальні сумарні значення динамічних коефіцієнтів має другий варіант конструкції зі збільшеною камерою. Основні динамічні коефіцієнти – прямі жорсткості і демпфірування та перехресне демпфірування мають позитивне значення, негативне значення перехресної жорсткості лише збільшує стабілізуючу дію сил на вал в цьому варіанті конструкції ущільнення. Що також підтверджується результатами експериментальних досліджень. Подальше намагання покращити динамічні характеристики вала в трьохшпаринних ущільненнях за рахунок використання нових конструкцій з гальмами та обертовими лопатками, які встановлюються на стаціонарних та роторних елементах з’єднувальних камер, не дало очікуваного результату. Так, пряма жорсткість має негативну величину для цих конструкцій ущільнень. Присутність гальм та лопаток не зменшує, а навпаки збільшує перехресну жорсткість в конструкції трьохшпаринного ущільнення. Виконані розрахункові дослідження турбулентної течії нестисливої рідини для трьох варіантів конструкцій двохшпаринного ущільнення: базової конструкції (змінювався лише осьовий розмір з’єднувальної камери), конструкції з радіальною проточкою на зовнішньому радіусі та конструкції з радіальною проточкою на внутрішньому радіусі з’єднувальної камери. Розрахункові дослідження в стаціонарній і нестаціонарній постановках показали більшу ефективність другого варіанту конструкції, який має найбільшу величину радіальної гідростатичної центруючої сили і змінення направлення сили відбувається при менших осьових розмірах з’єднувальної камери, та відповідно має найбільші значення прямої жорсткості та демпфірування. В результаті проведених розрахункових досліджень видані практичні рекомендації по величині осьового розміру і конструкції з’єднувальної камери та проаналізовано вплив з’єднувальної камери на гідродинамічні сили, які виникають в циліндричних зазорах двохшпаринних ущільнень. Достовірність отриманих наукових положень і результатів забезпечується: достатнім узгодженням розрахункових та експериментальних даних; використанням методів і засобів вимірювання, що забезпечують допустиму похибку експериментального визначення основних величин.
The thesis is devoted to the development of calculation methods and improvement of the geometry of multi-annular seals of centrifugal pumps. Scientific substantiation and elaboration of the method of determining static and dynamic forces characteristics and refined calculation of leakage in multi-clearance seals allow to improve existing structures and increase energy efficiency while ensuring a low level of vibration of centrifugal pump rotors. Based on the analysis of literature sources, the possibility of increasing the total efficiency of centrifugal pumps by reducing the volume losses on the front and interstage annular seals, with large values of pressure drops and rotational speeds. This is possible through the use of multi-clearance seals. Sequentially placed throttles connected by chambers creates the design of such seals, the coefficient of hydraulic losses is approximately equal to the sum of the coefficients of loss of all throttle. Accordingly, leakage through seals is reduced. From the literature, it is clear that in such seals, as in conventional single-clearance, not only limited losses but also due to high values of pressure drops radial forces that affect the dynamic characteristics of the rotors of centrifugal pumps, i.e. they perform hydrodynamic support and can both to stabilize the rotor and to cause the loss of its dynamic stability. The flow equation of a viscous incompressible fluid (Reynolds equation) determines the pressure distribution in a short annular channel with corresponding boundary conditions. Analytical dependences for calculating radial forces arising in the ring chokes of two-annular and three-annular seals due to the radial displacement of the shaft and the skew of the axes of the rotor and stator are obtained. The influence of the conicity of the slits on the force coefficients of the multi-annular seals is estimated. The forces due to the axial pressure drop p F and the displacement flow are considered: dissipative force dF and circulating force сF , which can lead to loss of stability, accompanied by self-oscillations of the rotor with a large amplitude. Inertial forces (gyroscopic and inertial forces), due to their relatively small values, are not taken into account. Analytical dependences for the determination of amplitude and phase of forced radial oscillations of a shaft and the definition of its stability condition are received. The free oscillations of the rotor in the multi-annular seal are also considered, and the natural frequencies of the rotor-seal system are obtained, taking into account damping depending on the rotational frequency at different values of the sealing pressure. Comparing the values of dynamic coefficients and leakage of two- and threeannular seals with a one-clearance seal under the condition of using sufficiently large chambers demonstrates the significant advantages of multi-annular seals. For example, a three-clearance seal with the same radial clearance has an average of 48.5% higher dynamic coefficients and 41.2% fewer leakages. A similar twoclearance seal has 15% greater direct stiffness and 9.1 % more direct damping, and 20.6% fewer leaks. To conduct experimental research on the basis of the problem laboratory of hermomechanics and vibrodiagnostics of the Department of Computer Mechanics named after Volodymyr Martsynkovskyy, the modernization of the existing experimental installation for the study of single-well seals was performed. The unit provides the supply of sealing pressure from 0 to 1 MPa, provided sufficient suppression of its pulsations, with the value of leaks up to 1.2 l/s and shaft speed - 8000 rpm. Experimental studies of three-annular seals of two design variants were performed: with the same radial clearance on each hole and twice the radial clearance on the second hole with two axial sizes of connecting chambers - 1 and 3 mm. To determine the influence of radial and tangential forces, separate studies with both non-rotating and rotating shafts were conducted. In experimental studies with a non-rotating shaft, the pressure distribution was measured along the length of the first clearance and in the connecting chamber at its outlet in two opposite radial positions of the shaft - in the place with the minimum and maximum radial clearance; and total leaks from the seal depending on the radial displacement of the shaft in the range of 0.04-0.16 mm (eccentricity) at different values of the sealing pressure of 1.25; 2.5; 5; 7.5, 10 atm. The obtained results on the distribution of hydrostatic pressure along the length of the first clearance showed that the first design of the three-clearance seal has a decentralized radial hydrostatic force, which increases with increasing radial displacement of the shaft and decreases with increasing axial size of connecting chambers. In the second variant, the radial hydrostatic force on the first clearance has a centering effect in most cases. The total hydrostatic radial force increases with increasing radial displacement of the shaft and the axial size of the connecting chambers. The magnitude of the leaks decreases slightly with the radial displacement of the shaft for the first design variant but has a significantly larger value and does not change almost from the radial displacement and increase in the axial size of the chambers. Comparison of the magnitude of leaks obtained with the help of analytical dependences with experimental data for the construction of three-annular seals gave a maximum error of 3.3%, which confirms the sufficient adequacy of the chosen theoretical model. It was noticed that during experimental studies in the first version of the design, with an axial size of the connecting chambers of 3 mm in the absence of its own rotation, precession movement of the shaft was observed on the oscilloscope screen. In experimental studies with a rotating shaft, amplitude-frequency characteristics (frequency response), trajectories and values of leaks depending on the frequency of rotation of the shaft at different values of sealing pressure were obtained. It is determined that in most of the studied range of parameters, the total Reynolds number in the three-annular seal corresponds to the turbulent flow regime. The frequency response analysis showed that in the second variant of the seal design with a double radial clearance of the second annular and an increased axial size of the connecting chambers, the values of critical velocities increase significantly with increasing sealing pressure. The trend is reversed in the first version of the design with the reduced axial size of the connecting chamber. The critical oscillation amplitudes increase slightly as the sealing pressure increases for both designs. Moreover, in the second variant of the three-annular seal design, the maximum critical amplitude of oscillations is 36% smaller. The analysis of the shaft wall trajectories confirms that the second value of the seal design with the increased axial size of the connecting chambers has the smallest value of the oscillation amplitude. It is also confirmed that leaks decrease with increasing shaft speed, as in traditional annular seals. Comparison of the experimentally obtained frequency response with the frequency response obtained by analytical dependences showed a better match for the second design option with enlarged connecting chambers. Thus, the maximum relative error was 15%. This is because the analytical calculations do not consider fluid movement in the cylindrical channels of the connecting chambers. The ANSYS CFX software package was used to study fluid flow in cylindrical multi-annular sealing channels. The Reynolds-averaged Navier-Stokes equations were solved using the finite-volume element method, which closed the k-ɛ turbulence model. The isothermal flow of liquid (water) was considered. The accuracy of using the above model of turbulence is confirmed by the results of calculations of annular seals available in the literature. Calculated research of three-annular and two-annular seals in stationary and non-stationary installations is carried out. Velocity fields, pressure distributions and leak values are obtained. The radial displacement of the shaft without taking into account its own rotation was considered in the stationary setting. Comparison of the obtained distributions of hydrostatic pressure with the results of experimental studies showed that the maximum error between the results of calculations and experiments for the structures of the three-annular seal was 12.4%, and the maximum relative difference in the magnitude of the leaks was 15% with the maximum value of the radial displacement of the shaft. Numerical calculations explain the occurrence in experimental research of the precession of a shaft without its own rotation in the first variant of a design. Thus, the radial oscillations of the shaft along the vertical axis, which are caused by the decentralizing force in this direction, with the minimal accidental stationary displacement of the shaft in the horizontal direction, can cause additional radial oscillations in this direction. This is due to the negative damping in this version of the three-annular seal design. In a non-stationary setting, the precession movement of the shaft along a cylindrical trajectory was considered. The magnitude of the eccentricity was equal to 10% of the magnitude of the gap. According to the known analytical dependences, the values of radial and tangential forces obtained in the calculation studies, the dynamic stiffness and damping coefficients of multi-annular seals were estimated. Non-stationary analysis of the shaft dynamics in a three-annular seal showed that the maximum total values of the dynamic coefficients have the second design option with an enlarged chamber. The main dynamic coefficients - direct stiffness, damping, and cross-damping have a positive value. The negative value of cross-stiffness only increases the stabilizing effect of forces on the shaft in this version of the seal design. The results of experimental studies also confirm this. However, attempts to improve the dynamic characteristics of the shaft in three-annular seals by using new designs with brakes and rotating vanes, which are installed on stationary and rotary elements of the connecting chambers, did not give the expected result. So, the direct stiffness has a negative value for these seal designs. The presence of brakes and blades does not reduce but rather increases the cross-stiffness in the design of the three-annular seal. Numerical calculations of the turbulent flow of incompressible fluid were performed for three variants of two-annular seal designs: basic design (only the axial size of the connecting chamber changed), design with a radial groove on the outer radius and design with the radial groove on the inner radius of the connecting chamber. Computational studies in stationary and non-stationary settings have shown greater efficiency of the second design variant, which has the largest value of radial hydrostatic centering force and changes in the direction of force occurs at smaller axial dimensions of the connecting chamber and therefore has the highest values of direct stiffness and damping. As a result, practical recommendations on the axial size and design of the connecting chamber are issued, and the influence of the connecting chamber on the hydrodynamic forces that occur in the cylindrical gaps of two-annular seals is analyzed. The reliability of the obtained scientific statements and results is ensured by: sufficient coordination of calculated and experimental data, using methods and means of measurement that allow the permissible error of experimental determination of basic values.

Як відомо, шпаринні ущільнення суттєво впливають на динамічні характеристики ротора: виникаючі в ущільненні гідродинамічні сили в залежності від конструкції та умов роботи ущільнення можуть або знижувати віброактивність ротора, або навпаки, обумовлювати його динамічну нестійкість.

Надёжность и экономичность в центробежных агрегатах, используемых в разных отраслях промышленности, в большой мере зависит от качества уплотнений ротора. Высококачественное уплотнение должно обеспечивать необходимую герметичность при длительном сроке службы, не вызывать больших сил трения и износа подвижных деталей, быть работоспособным в широком температурном диапазоне и возможных перепадах давления, иметь малые габариты, быть дешевым и простым в изготовлении и эксплуатации. На данный момент наиболее пригодными и широко распространенными являются щелевые уплотнения. Они используются в агрегатах современных гидравлических, масляных и топливных систем: в насосах и гидродвигателях, в распределительных и регулирующих устройствах, в силовых цилиндрах. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/7956

Целью статического расчета является выбор основных геометрических параметров такими, чтобы в заданном диапазоне изменения уравновешиваемой силы, торцовые зазоры и расходы не выходили за допустимые пределы. Основными элементами автоматов разгрузки являются цилиндрический и торцовый дроссели, разделенные камерой.

Осевые силы, действующие на роторы многоступенчатых высокооборотных насосов, измеряются десятками тонн, а их уравновешивание чаще всего осуществляется с помощью автоматических устройств. Их называют так же автоматами разгрузки, системами авторазгрузки, гидропятами. На них дросселируется почти полный напор насоса, потому они способны выполнять функции тяжело нагруженных радиально-упорных гидростатических подшипников. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/31797

Тема магістерської работи – «Розробка насосу нафтового багатоступеневого секційного НДМс 250-480» Мета роботи розробка насосу для нафтовидобувної промисловості на задані параметри. Відповідно до поставленої мети було: - виконано гідравлічні розрахунки; - виконано розрахунки на міцність: вала, шпонкових з’єднань; - виконано розрахунок підшипників і побудована пускова моментна характеристика электродвигуна. - виконано чисельне моделювання за допомогою програмних засобів У розділі охорони праці виконано аналіз небезпечних та шкідливих факторів при експлуатації насосної установки. Також був проведений розрахунок вібрації.

На этапе проектирования невозможно абсолютно точно определить основные геометрические и физические параметры системы "ротор - система автоматического уравновешивания осевой силы". Эта проблема решается путём применения методов теории вероятностей и математической статистики.
У роботі проведено статичний розрахунок гідроп`яти з урахуванням випадкової зміни геометричних і фізичних параметрів. Створена комп`ютерна програма побудови статичної та витратної характеристик. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2982
В работе проведён статический расчёт гидропяты с учётом случайного изменения геометрических и физических параметров. Создана компьютерная программа построения статической и расходной характеристик. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2982
In this paper the static calculation of hydraulic balancing device, taking into account the random changes of geometrical and physical parameters here made. The computer program of static and leaking characteristics is constructing. When you are citing the document, use the following link http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2982

Мета роботи – визначення оптимальної конструкції насосів з розташуванням робочих коліс back-to-back, для мінімізації осьової сили, яка діє на ротор відцентрового насоса. Задачі дослідження: - огляд літератури за методами визначення осьової сили; - огляд літератури за чисельними дослідженнями та визначенням величини осьової сили у відцентрових насосах; - виконання чисельного дослідження течії у центральній втулці відцентрового насоса з розташуванням робочих коліс back-to-back, в програмному продукті ANSYS CFX для визначення найбільш доцільної конструкції центральної втулки.

Тема магістерської роботи – «Розробка вiдцентрового насоса для цукрової промисловості ЦКМ 200-100». Мета роботи – розробка конструкції насоса для транспортування буряководяної суміші. Відповідно до поставленої мети було: – обґрунтовано доцільність використання відцентрових насосів для цукрової промисловості; – проведено літературний огляд по темі роботи та визначені шляхи досягнення поставленої мети; – проведено аналіз літературних джерел і вибрана конструктивна схема насоса; – були проведені гідравлічні розрахунки проточної частини насоса, за якими були побудовані теоретичні креслення робочого колеса та спірального відводу. – були проведені розрахунки на міцність, розрахунки з вибору електродвигуна, розрахунки з вибору підшипників та сальникового ущільнення. – вибрано електродвигун і побудовано його пускову моментну характеристику. – розроблені монтажне креслення насосного агрегату, складальні креслення насоса та основних елементів його конструкції, робочі креслення деталей насоса. У розділі з охорони праці зроблений аналіз заходів з техніки безпеки та був проведений розрахунок захисного кожуха муфти насоса.

Під час створення надійних відцентрових насосів однією з головних проблем є забезпечення максимально низького рівня їх віброактивності, що неможливо без дослідження всіх основних факторів, які визначають динамічні характеристики цього класу роторних машин.

Во многих отраслях промышленности, где перекачиваются среды повышенной агрессивности, с наличием твёрдых взвесей, требования, предъявляемые к конструкции насосного оборудования в значительной мере специфичны: от насоса требуется, прежде всего, долговечность и надёжность работы, простота и дешевизна конструкции. В многоступенчатых центробежных насосах с автоматическими разгрузочными устройствами, которые нашли широкое применение в химической и угледобывающей промышленности, наблюдаются повышенные осевые вибрации ротора, которые являются результатом резонанса в системе «ротор-гидропята», либо самовозбуждающихся колебаний из-за потери системой динамической устойчивости. Следовательно, определение амплитудно-частотных и переходных характеристик системы уравновешивания и проверка её динамической устойчивости имеют немаловажное значение для обеспечения надёжности насоса.
Отримані результати статичного розрахунку дозволяють на стадії проектування обирати основні геометричні параметри системи у такий спосіб, щоб у заданому діапазоні зміни осьової сили торцевий зазор і витоки не перевищували допустимі межі. Результати динамічного розрахунку дозволяють обирати співвідношення фізичних і геометричних параметрів, виходячи із забезпечення якості перехідних процесів і умов стійкості системи. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2953
Полученные результаты статического расчёта позволяют на стадии проектирования выбирать основные геометрические параметры системы таким образом, чтобы в заданном диапазоне изменения осевой силы торцовый зазор и протечки не превышали допустимые пределы; результаты динамического расчёта позволяют выбирать соотношения физических и геометрических параметров, исходя из обеспечения качества переходных процессов и условий устойчивости системы. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2953
In this paper the results of the static analysis at the design stage to select the main geometric parameters of the system so that in a given range of axial force is obtained. The results of dynamic analysis allows to choose the physical and geometrical parameters, based on the quality of transient processes and conditions for stability of the system. When you are citing the document, use the following link http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2953

У даній роботі було з'ясовано, що при оптимальному значенні осьової сили модифікована модель працює з меншими зазорами, а отже і з менш помітною витратою через торцеву щілину. Причиною цих змін є менші значення кутів конусності в зміненій конструкції.

Затворно-уравновешивающее устройство центробежного насоса, являясь системой автоматического регулирования торцового зазора и несущей способности, выполняет одновременно функции бесконтактной опоры и концевого уплотнения, работающего в режиме отсутствия протечек рабочей жидкости в атмосферу. Анализ показывает, что рабочий диапазон применения затворно- уравновешивающих устройств значительно шире по сравнению с применением гидропят стандартной конструкции, а величина торцового зазора меняется незначительно с отклонением значения внешнего воздействия от номинального.
У роботі викладена методика статичного розрахунку принципово нової конструкції гідропяти - затворної-врівноважуючого пристрою відцентрового насоса. Цей пристрій автоматичного урівноваження осьової сили є складною гідромеханічною системою автоматичного регулювання, яка складається з двох підсистем: гідроп`яти і регулятора перепаду тиску та має ряд переваг порівняно з пристроями традиційного виконання. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2922
В работе изложена методика статического расчёта принципиально новой конструкции гидропяты – затворно-уравновешивающего устройства центробежного насоса. Данное устройство авторазгрузки осевой силы представляет собой сложную гидромеханическую систему, которая является системой автоматического регулирования, состоящей из двух подсистем: гидропяты и регулятора перепада давления и обладает рядом преимуществ по сравнению с устройствами традиционного исполнения. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2922
In this paper the algorythm of static analysis of the new design of the automatic balancing device of the centrifugal pump is stated. This unloading device of axial force is a complex hydromechanical system, which is a system of the automatic control, consisting of two subsystems: the hydraulic balancing device and pressure difference regulator, and has several advantages compared with traditional devices. When you are citing the document, use the following link http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/2922