2
ОГЛАВЛЕНИЕ
Условные обозначения, индексы и сокращения..........................4
Введение............................................................8
1. Динамическая система ’’ротор - подшипники скольжения -уплотнения” как объект исследования............................13
1.1. Анализ конструкций и условий работы роторно-опорных
и уплотнительных узлов......................................13
1.2. Обзор опубликованных работ по исследованию динамики системы "ротор - подшипники скольжения - уплотнения"............30
1.3. Характеристики объекта, задачи и программа исследований 50
2. Расчет гидродинамических сил в подшипниках скольжения
И РАДИАЛЬНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ........................................55
2.1. Теоретические зависимости для расчета полей давлений в кольцевых эксцентричных каналах.................................55
2.2. Силовой расчет подшипников скольжения и радиальных уплотнений......................................................69
2.2.1. Гидростатодинамический подшипник.......................69
2.2.2. Щелевое уплотнение.....................................82
2.2.3. Лабиринтное уплотнение.................................90
Лабиринтное уплотнение для жидкости.....................90
Лабиринтное уплотнение для газов........................94
2.2.4. Манжетное уплотнение..................................103
2.3. Влияние рабочих и геометрических параметров на характеристики опорных и уплотнительных узлов.............108
3. Колебания и устойчивость ротора на подшипниках
СКОЛЬЖЕНИЯ С УЧЕТОМ ВЛИЯНИЯ УПЛОТНЕНИЙ........................1 18
3.1. Расчетные схемы и методы исследования.....................118
3.2. Расчет динамических характеристик методом
траекторий..................................................137
3.3. Влияние различных факторов на динамику системы "ротор -подшипники скольжения - уплотнения".....................152
4. Экспериментальные исследования динамических
ХАРАКТЕРИСТИК СИСТЕМЫ "РОТОР-ПОДШИПНИКИ
СКОЛЬЖЕНИЯ- УПЛОТНЕНИЯ".......................................1 66
4.1. Постановка задач и планирование эксперимента.............166
4.2. Экспериментальный стенд и методика проведения опытов.....171
4.3. Сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований.............................186
5. Вопросы проектирования роторных систем
БЫСТРОХОДНЫХ КРИОГЕННЫХ ТУРБОМАШИН............................197
5.1. Согласование устойчивости ротора на подшипниках скольжения с работой уплотнительных устройств..................197
5.2. Программное обеспечение для расчета динамических характеристик роторных систем...........................202
5.3. Рекомендации по проектированию роторных систем быстроходных криогенных турбомашин с учетом влияния уплотнительных устройств..................................211
Заключение.......................................................234
Список ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..................................238
Приложения.......................................................253
Приложение А. Акты внедрения, свидетельства и патенты
Приложение Б. Некоторые результаты вычислительного эксперимента (траектории движения и амплитуды колебаний цапф ротора)
Приложение В. Фрагменты пользовательского интерфейса программного обеспечения «Вихрь - 3.1»
4
Условные обозначения, индексы и сокращения
1. Кинематические параметры и координаты:
е и (р - эксцентриситет и угол положения центра цапфы относительно оси подшипников;
бег и - эксцентриситет и угол положения центра уплотнения относительно оси подшипников;
еуп и Фуп ~ эксцентриситет и угол положения центра цапфы относительно оси уплотнения;'
Ху YyZ-декартовы координаты центра цапфы;
Ху у у z - окружная, радиальная и осевая координаты по опорной поверхности подшипника или уплотнения; координаты в поперечном сечении вала;
U/ - угловая координата в окружном направлении;
/ - время;
t0 - характерное время, равное периоду' одного оборота;
ул > vy > v_- _ проекции вектора скорости потока смазочного материала;
Uy V- скорости точек поверхности цапфы;
А - дисбаланс ротора (смещение центра масс);
(Own — угловая скорость и частота вращения ротора;
Q - угловая скорость прецессии ротора;
Ах у Az и At - шаги размерной и временной сеток;
М и N - число узлов размерной сетки в направлениях х и 7..
2. Геометрические и рабочие параметры элементов роторной системы:
Do - диаметр опорной поверхности подшипника/ уплотнения в среднем
v. •1
сечении;
L - длина опорной поверхности подшипника;' уплотнения;
»9-угол конусности опорной поверхности подшипника/уплотнения;
г/ - угол перекоса оси ротора относительно оси подшипника;
СХу соответственно, проекции угла перекоса оси ротора относительно оси подшипника на плоскости XOZ и У02;
(1 - диаметр опорной поверхности цапфы/ ротора под уплотнением;
Ьк, Вк - длина и ширина питающей камеры;
, /// - диаметр и длина жиклёра; буя, ЬГР - осевая длина перемычки и гребня в лабиринтном уплотнении; Вуп - шаг лабиринтного уплотнения;
Игр - высота гребня в лабиринтном уплотнении;
Ь0 - средний радиальный зазор в среднем сечении подшипника;
И(х, г) - функция радиального зазора;
У* и МР - число питающих камер в ряду и число рядов;
Ьщ- межопорное расстояние; т -масса ротора;
со0 - собственная частота (первая) ро тора;
Е - модуль упругости I рода (модуль Юнга);
1-і - коэффициент Пуассона;
^ - главный центральный осевой момент инерции ротора;
У - главный центральный экваториальный момент инерции ротора;
О-объемный расход смазочного/ уплотняемого материала;
0\/ - массовый расход смазочного/ уплотняемого материала.
Силовые факторы:
Р - внешняя нагрузка;
Я - сила реакции подшипника скольжения (уплотнения);
М/? - восстанавливающий момент подшипника скольжения (уплотнения); Игр - сила трения;
\У- несущая способность подшипника скольжения (уплотнения);
6
AN, NTP w Np - суммарные потери мощности, потери мощности на трение и прокачку смазочного материала;
Кхх > Кху, КYX, KYy - коэффициенты жесткости смазочного слоя;
Ви, ВXYi ВуХ, /?уу - коэффициенты демпфирования смазочного слоя.
4. Термодинамические и теплофизические параметры: р - давление;
Т- температура;
/-энтальпия; р - плотность; р - вязкость;
а - коэффициент линейного расширения;
Ср - теплоемкость при постоянном давлении; г - скрытая теплота парообразования;
R - универсальная газовая постоянная; к- показатель адиабаты.
5. Безразмерные комплексы:
Re и So - числа Рейнольдса и Зоммерфельда;
X - концентрация газовой фазы (массовое паросодержание);
Кх, К., Кн - коэффициенты турбулентности.
6. Индексы:
R - ротор;
И - жиклёр, питающая камера;
max, min, m, * - максимальное, минимальное, осредненное и критическое значения соответственно;
О - вход в подшипник (уплотнение);
а или s - окружающая среда (слив подшипника/ уплотнения);
' и " - соответственно жидкая и газовая фаза;
7
Ху y9 z, Ху У- относится к соответствующим координатам;
' - дифференцирование по времени t;
' - дифференцирование по безразмерному времени t;
ГГ
- смазочный слой;
УП
- уплотнение;
ПС
- подшипник скольжения; i - левая опора;
я - правая опора.
7. Сокращения:
АЧХ - амплитудно-частотная характеристика;
ГСДП - гидростато динамический подшипник;
ПС - подшипник скольжения;
УП, УУ - соответственно уплотнение или уплотнительное устройство; ЩУ - щелевое уплотнение;
ЛУ - лабиринтное уплотнение;
Л У (Г), ГУ - лабиринтное уплотнение для газов;
М, МУ - соответственно манжета или манжетное уплотнение;
КУП, БУП - соответственно контактное или бесконтактное радиальное уплотнение;
ЖРД - жидкостный ракетный двигатель;
TI LA - турбонасосный агрегат;
РПСУ - динамическая система «ротор - подшипники скольжения -уплотнение»;
ЕСК РПСУ - единая система координат динамической системы РПСУ.
8
Введении
Актуальность темы
В энергетическом и транспортном машиностроении, химической и криогенной технике широкое распространение получили высокоскоростные турбомашины с роторами, установленными на подшипниках скольжения, обеспечивающих требуемые несущую способность и динамические свойства, при практически не ограниченных быстроходности и долговечности. При этом смазка и охлаждение опор осуществляется основными рабочими телами агрегата.
Одной из проблем при создании высокоскоростных турбоагрегатов являются возникающие на отдельных режимах работы самовозбуждающиеся колебания и потеря устойчивости ротора. В результате многочисленных исследований динамики роторов на подшипниках скольжения установлено, что основная причина автоколебательных процессов в роторной системе заключается в нелинейности реакций смазочного слоя подшипников скольжения. Однако, как показаза практика, широко применяемые в турбоагрегатах уплотнительные устройства так же могут оказывать влияние на амплитудо-час-тотные характеристики роторной системы. Следовательно, при исследованиях динамического поведения ротора на подшипниках скольжения высокоскоростных турбоагрегатов необходимо учитывать влияние уплотнений.
Большинство исследований характеристик уплотнительных устройств базируются на упрощенных моделях с постоянными свойствами уплотняемой среды. И как следствие этого, нелинейные процессы, протекающие в уплотнительных устройствах изучены недостаточно. Закономерности работы радиальных уплотнений при высоких скоростях роторов в условиях герметизации маловязких криогенных жидкостей и возможность вскипания уплотняющего слоя в щелевых элементах уплотнительных устройств, также практически не изучены.
Всвязи с этим изучение влияния радиальных уплотнений на динамическое поведение высокоскоростных роторов на подшипниках скольжения криогенных турбоагрегатов определяет актуальность темы диссертации.
9
Настоящая диссертационная работа выполнялась в рамках договоров о научно-техническом сотрудничестве и хоздоговоров с ОАО «НПО ЭНЕРГОМАШ им. академика В.П. Глушко» (г. Химки), КБ «ХИММАШ» им. А.М. Исаева (г. Королев, Московской обл.), а также в соответствии с программами Министерства образования Российской федерации «Научные исследования высшей школы в области транспорта» (раздел 5.2: «Транспортные ракетно-космические системы») 2000 г. и «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» (подпрограмма «Транспорт» )2001 г.
11ель работы: на основании теоретических и экспериментальных исследований выявить закономерности влияния радиальных уплотнительных устройств на динамическое поведение ротора на подшипниках скольжения и разработать рекомендации по проектированию опорных и уплотнительных устройств.
Для достижения сформулированной цели были поставлены и решены следующие задачи:
- разработать математические модели расчета статических и динамических характеристик различных видов радиальных уплотнений с учетом фазового состояния рабочего тела;
- разработать математическую модель расчета динамических характеристик ротора на подшипниках скольжения с учетом влияния радиальных уплотнений;
- провести экспериментальные исследований динамического поведения системы "ротор - подшипники скольжения - уплотнения" при различных видах уплотнительных устройств;
- разработать программное обеспечение и провести вычислительные эксперименты по расчету динамических характеристик ротора на подшипниках скольжения с учетом влияния уплотнений;
10
- разработать рекомендации по проектированию опорных и уплотнительных узлов высокоскоростных криогенных турбомашин.
Научная новизна:
• разработаны математические модели расчета характеристик различных видов радиальных уплотнений с учетом фазового состояния рабочего тела;
• получены закономерности работы опорных и уплотнительных узлов при различных фазовых состояниях рабочего тела;
• разработана математическая модель расчета динамических характеристик роторов на подшипниках скольжения с учетом влияния уплотнений;
• разработано программное обеспечение и рекомендации по проектированию высокоскоростных роторных систем на подшипниках скольжения криогенных турбомашин с учетом влияния радиальных уплотнений.
Методы исследования. Анализ динамики системы "ротор-подшипники скольжения - уплотнения" выполнялся с использованием нелинейного метода траекторий, основанного на численном интегрировании уравнений движения ротора с учетом гидродинамических реакций смазочного слоя в подшипниках скольжения и уплотнениях, а также возмущающих внешних сил и моментов. Рассмотрены динамические модели роторной системы с двумя и четырьмя степенями свободы.
Расчет полей давлений в смазочном слое осуществлялся на основании совместного решения уравнений Рейнольдса, баланса энергий и расходов, а также соотношений термодинамических параметров. Решение системы уравнений проводилось методом конечных разностей.
Для аппроксимации табличных данных различных величин применялся метод наименьших квадратов. Численное решение задачи расчета динамических характеристик системы "ротор-подшипники скольжения-уплотнения" проводилось с помощью разработанного при непосредственном участии автора программного обеспечения.
С целью проверки адекватности полученных теоретических результатов
]]
реальному объекту исследования, на специально созданной экспериментальной установке проведен модельный физический эксперимент. Также выполнен сравнительный анализ с результатами исследований, полученных другими авторами.
Достоверность результатов обеспечивается корректностью постановки задачи, обоснованностью используемых теоретических зависимостей и принятых допущений, применением известных математических методов; подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, полученными как лично автором, так и другими исследователями, а также внедрением полученных результатов в промышленности.
I фактическая ценность заключается в том, что разработанные математические модели и программное обеспечение позволяют получить амплитудно-частотные характеристики и границы устойчивости ротора в условиях однофазного и двухфазного состояния рабочих тел подшипников и уплотнений, прогнозировать возникновение автоколебательных процессов, определять пути преодоления нежелательных режимов и, таким образом, проектировать систему "ротор - подшипники скольжения - уплотнения" с необходимым запасом по устойчивости и минимальным уровнем вибраций.
Реализация работы. Результаты работы внедрены и используются при проектировании роторных систем высокоскоростных гурбомашин в НПО «ЭНЕРГОМАШ» им. академика В.П. Глушко (г. Химки, Московская обл.), КБ Химического машиностроения им. А.М. Исаева (г. Королев, Московская обл.), КБ Химической автоматики (г. Воронеж).
Апробация работы. Материалы диссертации докладывались и обсуждались на: Всероссийской молодежной научной конференции “XXIV Гагаринские чтения”, г. Москва, МАТИ им. К.Э. Циолковского, 1998 г.; V Международном совещании-семинаре “Инженерно-физические проблемы новой тех-
12
ники”, г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998 г.; Всероссийской математической школе “Современные проблемы механики и прикладной математики”, г. Воронеж, ВГУ, 1998, 2000 гг.; XVI Международной конференции “Математическое моделирование в механике деформируемых тел. Методы конечных и граничных элементов” BEM/FEM-98, г. Санкт-Петербург, 1998 г.; Международной конференции “Приборостроение - 98”, г. Евпатория, 1998 г.; Международной научно-технической конференции "Итоги развития механики в Туле", г. Тула, 1998 г.; II Международной конференции "Проблемы пластичности в технологии", г. Орел, 1998 г., Tenth World Congress on the Theory Machines and Mechanisms, Oulu (Finland), 1999; Международной научно-технической конференции «Системные проблемы качества, математического моделирования и информационных технологий», г. Сочи, 1999 г.; IV Международной научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии», г. Курск, 1999 г.; Международном научном симпозиуме «Машины и механизмы ударного, периодического и вибрационного действия», г. Орел, 2000 г.; Всероссийской научно-технической конференции «Аэрокосмическая техника и высокие технологии - 2001», г. Пермь, 2001 г.; а также на научно-технических конференциях и семинарах Орловского государственного технического университета, 1997-2001 гг.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 33 научных труда общим объемом 5,4 п.л., включая 17 статей в научных сборниках, 14 тезисов докладов, свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ и патент Российской Федерации.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, трех приложений, списка литературы из 178 наименований и содержит 252 страницы основного текста, 106 рисунков и 18 таблиц. • • •
13
1. Динамическая система «ротор - подшипники скольжения -уплотнения» как объект исследования 1.1.Анализ конструкций и условий работы роторно-опорных и уплотнительных узлов
В различных областях современной техники широко распространенным типом машин являются турбомашины (фр. turbine происходит от лат. turbo ( tourbinis ) - вихрь, вращение), т.е. энергетические устройства лопаточного типа, главным рабочим органом которых является ротор - быстро вращающийся в двух или более опорах вал с посаженными на него рабочими колесами с лопатками. Данный тип машин отличается относительной простотой конструкции, возможность получения больших мощностей при малых габаритных размерах и непрерывностью рабочего процесса.
Полезный технический эффект в них достигается при движении рабочего тела (жидкости и газа) во вращающихся лопаточных каналах рабочих колес. Возникающие при этом гидродинамические силы и силы взаимодействия между лопатками и рабочим телом позволяют преобразовывать один вид энергии в другой (рисунок 1.1) [1]. Например, в компрессорах и турбодетандерах механическая энергия преобразуется во внутреннюю, а в турбинах - кинетическая в механическую.
Диапазон параметров, характеризующих рассматриваемый тип машин чрезвычайно широк. Ротора некоторых турбомашии, таких как малорасходные турбодетандеры или гироскопы систем инерциальной навигации вращаются с частотой до миллиона оборотов в минуту [2]. Масса турбин может достигать 100 тонн. Современные насосы способны перекачивать различные жидкости и газы с температурами от -250 до +600 °С при давлениях до 350 МПа. И тем не менее, не смотря на уже достигнутые результаты в турбостроении, современная промышленность нуждается в еще более мощных,
14
16 и
Рисунок 1.1 - Турбонасосный агрегат ЖРД РД-119 [3]
1,3 - диск турбины второй и первой ступени; 2 - статор турбины; 4,8 - центробежные колеса; 5,10 - шнеки; 6,9 - валы; 7,11,12,13 - подшипники.
высокопроизводительных и в тоже время надежных, долговечных и безопасных машинах.
Известно, что мощность любого турбоагрегата, при прочих равных условиях, как правило, пропорциональна частоте вращения его ротора [4]. Чем больше скорость, тем выше производительность. Следовательно, одним из эффективных путей повышения выходных параметров турбомашины является увеличение частоты вращения его основного элемента. За счет этого достигается снижение габаритных и массовых характеристик турбоагрегата при одновременном увеличении его мощности, что особенно важно для нестационарных установок.
Однако есть одна существенная причина, сдерживающая неограниченный рост скоростей. Увеличение частот вращения ротора приводит к тому, что даже незначительная несбалансированность ротора влечет за собой возрастание динамических нагрузок на его опоры и всю конструкцию в целом. Что приводит, как правило, к их преждевременному износу и разрушению. По этой причине к опорным узлам роторов высокоскоростных турбомашин предъявляются особые требования, среди которых основными являются:
15
■ высокая демпфирующая способность, т.е. способность гасить колебания ротора на всех режимах работы агрегата;
■ упругость, достаточная для преодоления жестким ротором критических частот;
■ быстроходность;
■ минимальное трение и износ рабочих поверхностей в течение заданного промежутка времени;
■ минимальный расход смазочно-охлаждающего материала и возможность смазки основным рабочим телом машины;
* минимальные габаритные размеры;
■ простота конструкции и эксплуатации.
Сравнительно недавно, при конструировании опор роторов турбомашин, предпочтение отдавалось подшипникам качения (рисунок 1.2), что объяснялось удобством их монтажа, смазки и обслуживания, а также отсутствием износа опорных поверхностей ротора и постоянством коэффициента трения при изменении скоростей и нагрузок.
Однако увеличение частот вращения выявило ряд существенных недостатков, сдерживающих их дальнейшее применение в качестве опор высокоскоростных роторов. Параметром, характеризующим быстроходность подшипников, является произведение его диаметра на частоту вращения вала бхп и для опор качения этот параметр ограничивается величиной 2-Ю6
Рисунок 1.2 - Подшипники качения: а - шариковый радиальный однорядный; б - роликовый конический однорядный; н - шариковый радиальный сферический двухрядный.
мм*мина1[5]. Приближение к этому пределу и, тем более, попытки его превысить приводят к снижению ресурса опор роторов до часов и минут. Основная причина этого - повышенный износ и тепловыделение в зоне контакта тел качения с направляющими дорожками.
Кроме того, данный тип опор, не обладая способностью демпфировать колебания ротора, еще и сам является источником вибраций из-за погрешностей изготовления и наличия зазоров между внешним/внутренним кольцом и телами качения. Попытки снизить виброактивность подшипников за счет повышения точности их изготовления влечет за собой резкое увеличение их стоимости.
С другой стороны, значительная жесткость опор качения приводит к тому, что не упругий ротор, установленный в них, не способен преодолевать так называемые критические частоты вращения. Причиной тому являются значительные усилия, способные разрушить опору, возникающие между валом и подшипниками при приближении уже к первой критической скорости. Поэтому, для преодоления критических значений частот вращения обычно уменьшают жесткость всей системы "ротор-подшипники", либо за счет увеличения податливости ротора, либо при помощи введения искусственной упругости подшипников качения. Первый путь не всегда приемлем по ряду причин. Во-первых, гибкий вал, после перехода через критическую скорость становится неустойчивым вследствие дестабилизирующего действия внутреннего трения [6]. Во-вторых, конструктивно сложно совместить прочностные требования к ротору с его малой жесткостью на изгиб [7]. Установка же ротора в упругие опоры хотя и имеет неоспоримые преимущества: малые усилия между подшипником и валом при переходе через критические частоты, эффект самоцентрирования и т.д., но требует дополнительного усложнения конструкции турбомашины.
Таким образом, указанные недостатки являются причиной, по которой подшипники качения используются в качестве опор высокоскоростных рото-
ров лишь при одноразовой и кратковременной работе агрегата или в условиях сравнительно небольших скоростей вращения, не превышающих 3-104 об/мин.
Более перспективным, с точки зрения быстроходности и надежности, является использование в качестве опор роторов турбомашин различных видов подшипников скольжения (рисунок 1.3). Их применение обусловлено целым рядом преимуществ по сравнению с подшипниками качения. Во-первых, в процессе работы опорная поверхность подшипника и цапфа ротора разделены слоем смазочного материала, что, при нормальных условиях, исключает их непосредственный контакт, а следовательно и износ. Вследствие этого ресурс подшипников скольжения считается практически неограниченным. Во-вторых смазочный слой обладает одновременно упругими и демпфирующими свойствами, что позволяет, с одной стороны, переходить через критические скорости вращения ротора, с другой - гасить его колебания без применения дополнительных демпферов [8].
д)
I
юг
д
з)
Рисунок 1.3 - Подшипники скольжения с жилкой и газовой смазкой (а-д - гидродинамические; е-з - гидростатодинамические): а - гладкий цилиндрический; 6-е неполным охватом цапфы; в - многоклиновый; г - с шевронными канавками; д - ленточный; е - гладкий цилиндрический с одним (вверху) или двумя (внизу) рядами питающих камер; ж - с карманами на рабочей поверхности вкладыша; з - с несимметричным расположением камер и расточкой в ненагруженнй части.
Кроме того, подшипники скольжения обладают способностью к самоцентрированию ротора, что делает их единственно пригодными для точной центровки. При этом они просты по конструкции, проще вписываются в компоновочную схему турбомашины из-за малых габаритных размеров в ра-диатьном направлении и возможности выполнения их разъемными. К тому же подшипники скольжения более стойкие к химическому, термическому и силовому воздействию. При не благоприятных условиях работы, разрушение их, как правило, происходит постепенно, что особенно важно с точки зрения безопасности турбоагрегата. К достоинствам опор скольжения следует также отнести их бесшумность.
Таким образом, в общем случае, подшипники скольжения в большей степени отвечают требованиям, предъявляемым к опорам высокоскорос тных роторных машин и их применение в этом качестве более целесообразно, чем использование для этих целей подшипников качения.
Конструкции современных турбонасосных агрегатов подразумевают использование для смазки и охлаждения опор основных рабочих тел машины. Такое конструктивное решение позволяет отказаться от целой автономной масляной системы, включающей в себя в общем случае бак для смазочного материала, насос для подачи его в рабочую зону, сложную систему фильтрации, охлаждения, регенерации смазки, дренажа воздуха и т.д. Необходимый для смазки подшипников объем рабочего тела отбирается на выходе из ТНА (рисунок 1.4 ) или от дополнительного источника питания.
Использование в качестве смазочного материала основных рабочих тел турбомашины приводит к тому, что смазка подшипников зачастую осуществляется маловязкими жидкостями. В этом случае надежное разделение опорных поверхностей в гидродинамических подшипниках возможно лишь при высоких скоростях. Кроме того, малые радиальные зазоры, требования высокой точности обработки и сборки профильной поверхности, чувствительность опорного узла к силовым и температурным деформациям, повышен-
19
Рисунок 1.4 - Схемы смазки и охлаждения опор роторов ТНА 1 - турбина; 2,3 - центробежный и шнековый насосы;
4 - гидростатические подшипники
ный износ на режимах пуска и останова значительно затрудняют применение гидродинамических подшипников в турбонасосных агрегатах.
Подшипники скольжения, разделение опорных поверхностей в которых осуществляется за счет гидростатического подъема, лишены большинства недостатков, присущих ПК и ГДП и имеют перед ними ряд преимуществ. Во-первых, отсутствие механического контакта опорных поверхностей и наличие требуемой несущей способности даже при нулевой скорости вращения ротора. Во-вторых, что следует из первого, отсутствие износа на режимах пуска и останова, высокая надежность и неограниченный ресурс. В-третьих, устойчивая работа на всех скоростных режимах, даже при довольно больших радиальных зазорах и малых эксцентриситетах. Кроме этого, при высоких скоростях вращения ротора влияние гидродинамической составляющей в создании несущей способности подшипника увеличивается, вследствие чего опору следует считать на гидростатической, а гибридной или гидростатодинамической [9].
20
К недостаткам опор скольжения обычно относят необходимость отбора части рабочих мощностей на выходе ТНА, для их смазки и охлаждения, что снижает общее КПД турбомашины. Но необходимо отметить, что при использовании подшипников качения в качестве опор высокоскоростных роторов расход смазочного материала для их охлаждения и смазки соизмерим с расходом на подшипники скольжения.
Таким образом, следует констатировать тот факт, что одним из перспективных направлений улучшения технических характеристик турбомашин является использование в их конструкции в качестве опорных узлов высокоскоростных роторов гидростатодинамических подшипников, смазываемых основными рабочими телами ТНА [10].
Однако, при использовании подшипников скольжения в качестве опор роторов, при частотах выше первой критической на некоторых режимах наблюдается его повышенная вибрация, вызванная действием неконсервативных сил смазочного слоя. Возникновение автоколебаний приводит к тому, что амплитуды вихревого движения ротора в подшипники возрастают и могут стать соизмеримыми с величиной радиального зазора, что неизбежно ведет к негативным последствиям, таким как повышенный износ и тепловыделение в опорном узле.
Возникновение самовозбуждающихся колебаний на определенных режимах работы динамической системы «ротор—подшипники скольжения» неизбежно, так как в их основе лежит сама природа гидродинамической смазки. Следовательно, при создании новых турбомашин, остается избегать таких режимов и не допускать их совпадения с рабочими режимами машины. С этой целью, на этапе проектирования турбоагрегата необходим подробный анализ динамического поведения его системы «ротор—подшипники скольжения». Основу анализа составляет определение как инерционных и упругих свойств самого ротора, так и расчет нестационарных гидромеханических реакций смазочного слоя подшипников. Результатом анализа являют-
21
ся амплитудно-частотные характеристики и границы устойчивости роторной системы, позволяющие судить о работоспособности турбоагрегата.
Большая часть турбомашин, таких как турбодетандеры, агрегаты топ-ливоподачи ЖРД, турбокомпрессоры и т.д., работает с криогенными жидкостями, т.е. жидкостями, температура которых ниже 120 °К [11]. Использование низкотемпературных жидкостей для смазки и охлаждения опор скольжения в случае больших степеней дросселирования давления или нарушения теплового баланса в гидравлических трактах подшипника, не исключает возможности фазовых превращений в смазочном материале. Кавитация или вскипание рабочего тела и появление второй (газовой) фазы приводит к резкому изменению упругих и демпфирующих свойств несущего смазочного слоя и, как следствие этого, к изменению динамического поведения всей роторной системы.
Возникновение структурной неоднородности смазочного слоя, сопровождаемое тепловым и гидродинамическим взаимодействием фаз с различными термодинамическими свойствами, значительно усложняет теоретическое решение задачи по определению гидродинамических реакций подшипников скольжения. Следовательно, усложняется и анализ динамического поведения всей роторной системы.
Исследуя динамику ротора, установленного на подшипниках скольжения, в качестве силовых факторов, действующих на систему, как правило, принимают во внимание вес ротора, центробежную нагрузку, гироскопические моменты и гидро(газо-)динамические реакции подшипников. Однако, если обратиться к компоновочной схеме любого турбоа!регата (рисунок 1.5), то следует отметить, что кроме опор и ротора в нее входит целая система уплотнительных устройств. Например авиационный ГТД имеет около 50 различных уплотнений [12].
Уплотнения в ТНА выполняют разнообразные функции: герметизируют газовые полости турбины от насосов, разделяют полости насосов, предот-
22
вращая утечки компонентов или барботаж газа в проточную часть наноса, уплотняют полости подшипников, повышают расходный КПД и общий расходный баланс ТНА. Как правило, в ТНА на одном валу размещается несколько насосов, обеспечивающих подачу с разными параметрами высокоагрессивных и токсичных рабочих тел, которые при соединении могут вс тупать в химическую реакцию. Физико-химические свойства рабочих тел, подаваемых насосами ТНА и в тракте газовой турбины, сильно различаются. Например, в кислородно-водородном ЖРД горючее имеет температуру 20 °К, а темпера-
Рисунок 1.5 - Схемы компоновки турбонасосных агрегатов [3]
1 - насос горючею; 2 - турбина; 3,4 - внутренние уплотнения насоса и турбины; 5 - насос окислителя; 6 - гидродинамическое концевое уплотнение; 7 - промежуточное уплотнение.
23
тура рабочего тела турбины более 1000 °К [3]. Таким образом, несмотря на то, что уплотнительные устройства занимают сравнительно небольшую по объему часть турбомашины, от них в большой степени зависит качество ее работы. По данным печати около 60 % всех отказов турбоагрегатов происходит именно по вине выхода из строя уплотнительных узлов [13].
Высококачественное уплотнение должно обеспечивать необходимую герметичность при длительном сроке службы, не вызывать больших сил трения и износа подвижных деталей, оставаться работоспособным в широком диапазоне температур и перепадов давлений, обладать химической стойкостью к уплотняемым средам, иметь малые габариты и при этом быть дешевым и простым в изготовлении и эксплуатации [14].
Полной стандартизованной классификации уплотнений, устанавливающей их иерархическую зависимость, пока не создано [15], что объясняемся главным образом их исключительным многообразием. Существует лишь определенная система понятий и терминов, используемых в научно-технической литературе, технической документации и производственной сфере. В рамках данной работы интерес представляют лишь разъемные уплотнительные устройства подвижных соединений вращательного движения. На рисунке 1.6 представлена классификационная схема уплотнений валов, построенная на основе анализа их конструкций и компоновочных схем, а также классификаций, предложенных другими авторами [13-21].
По механизму герметизации уплотнения валов разделяются на три основных класса: контактные, бесконтактные и разделительные. Контактные уплотнения характеризуются минимальными утечками, так как создают в сопряжении деталей зону замкнутого непрерывного контакта по периметру уплотняемых поверхностей. Для этого в их конструкцию обязательно входят специальные элементы: уплотнитель, выполняющий герметизирующую функцию, и силовой элемент, обеспечивающий постоянное контактное давление. По расположению уплотнительных поверхностей и направлению дей-
24
УПЛОТНЕНИЯ ВАЛОВ
Контактные
Аксиальные
Эластомермые
ГЬ
манжеты
Механические
торцовые
—» Щеточные
Разделительные
Радиальные
Эластомерные
манжеты
грязесъемники
Набивки
-с
сальники
Бесконтактные
Аксиальные
Динамические
—*■ импеллеры
Проточные
щелевые
Гермопередачи
Радиальные
Проточные
щелевые
лабиринтные
Динамические
винтоканавочные
Мвх*МИЧвСКИ€
ч
кольца разрезные
Щеточные
Статические
эжекторы
магнитожидхостные
гидрозатворы
1Э
ЩШ
Рисунок 1.6 - Классификация уплотнений валов ствия силового элемента различают радиальные и аксиальные (торцевые) уплотнения валов.
Пожалуй, наиболее старым видом контактных уплотнений являются набивочные уплотнения (рисунок 1.7), уплотнителем в которых является антифрикционная, вязкоупругая набивка. Данный вид ^—-----------------------------
уплотнений не применим для герметиза- РисУнок 1-7 - Набивочное уплотнение
ции высокоскоростных узлов, так как характеризуется постоянным не компенсируемым износом уплотнителя и, следовательно, увеличением утечек, что приводит к необходимости их постоянного обслуживания. По этой причине в современном турбостроении получили распространение уплотнительные устройства, в которых компенсация износа происходит автоматически за счет деформации пружины или эластичного элемента. В первом случае речь идет о механических уплотнениях; во втором - о эластомерных. Механические уплотнения (рисунки 1.8, 1.9) имеют кольцевой уплотнитель в виде пары трения из твердого антифрикционного материала (углеграфита, керами-
Рисунок 1.8 - Торцевые уплотнения
А . А-А
Рисунок 1.9 - Пластмассовое (фторопластовое) кольцевое уплотнение вала с пружиной ки, фторопласта и т.п.). 11ри этом уплотняющие поверхности должны иметь минимальные отклонения от формы. Данный вид уплотнений характеризуется большими диапазонами допускаемых давлений, скоростей и температур и обычно применяется в качестве последних ступеней в уплотнительных комплексах [15].
Эластомерные уплотнения валов (манжеты, грязесъемники), выполненные из высокоэластичных материалов, отличаются самой высокой герметичностью, что достигается за счет плотного прилегания уплотняющих поверхностей друг к другу (рисунки 1.10-1.12). Высокая эластичность одной из контактирующих поверхностей допускает сравнительно грубую обработку второй, что в конечном итоге позволяет создавать простые, дешевые и высо^-
26
а) б) в) г)
Рисунок 1.10- Эластомерные манжетные уплотнения вачов
Рисунок 1.11- Фторопластовая манжета
Рисунок 1.12 - Торцевая эластомерная манжета
ко герметичные уплотнения, совместимые с большинством рабочих сред. Эластомерные УВ характеризуются сравнительно небольшим диапазоном рабочих давлений и температур, что снижает область их применения.
В последнее время появились конструкции
также следует отнести к контактным уплотнениям, хотя по принципу действия они скорее бесконтактные.
Контактные уплотнения характеризуются
минимальными утечками, но имеют один общий Рисунок 1.13 - Щеточное
уплотнение ротора
недостаток - повышенный износ и тепловыделе-
- Київ+380960830922