Гидродинамические, тепловые и деформационные характеристики смазочных слоев опорно-уплотнительных узлов турбомашин

2
АННОТАЦИЯ
Рост единичной мощности и окружных скоростей вращения роторных машин (компрессоров, турбин) различных типов требует создания новых и усовершенствования имеющихся конструкций опорно-унлотнительных узлов этих машин. Иногда эти опоры могут существенно изменить конструкцию компрессора. Надежность и долговечность современных компрессоров во многом определяются обоснованно выбранной конструкцией и разработкой их подшипников и уплотнений.
В диссертации разработаны математические модели тепловых и гидродинамических процессов течения жидкостей в тонких смазочных слоях опорных и уплотнительных узлов роторных компрессоров. Математические модели учитывают изменения плотности и вязкости жидкости от температуры, температурные деформации несущих поверхностей, а также их взаимное влияние. В качестве опор рассмотрены радиальные и осевые подшипники скольжения жидкостного трения, радиальные разгрузочные устройства винтовых компрессоров высокого давления и плавающие уплотшгтельные узлы, обеспечивающие герметичность компрессоров.
Математические модели реализованы с использованием численных методов. Они оформлены в виде программ для персональных компьютеров.
Математические модели и методы их численной реализации проверены путем сведения решаемых задач к известным решениям других авторов, сравнения с результатами физического эксперимента, выполненного на специальных стендах, на натурных компрессорах и турбинах в условиях эксплуатации.
Проведен параметрический анализ основных типов опорно-уплотнительных узлов роторных компрессоров.
Рассмотрены вопросы оптимизации подшипников скольжения и уплотнений. Приведен алгоритм и пример расчета по оптимизации одностороннего упорного подшипника скольжения.
Результаты работы внедрены в ЗАО "НИИТурбокомпрессор” и ОАО “Казан ькомпрсссормаш” в виде стандартов предприятия (СТП), руководящих технических материалов (РТМ), расчетно-исследовательских программ опорно-уплотнительных узлов центробежных и винтовых компрессоров. Они также использованы при разработке упорного подшипника турбины для АО “Органический синтез” и используются студентами кафедры компрессоров и пневмоагрегатов Казанского государственного технологического университета при выплонснии курсовых и дипломных проектов.
3
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные обозначения 7
ВВЕДЕНИЕ 10
1. ОПОРНО-УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УЗЛЫ, 1 ПРИМЕНЯЕМЫЕ В 16 РОТОРНЫХ КОМПРЕССОРАХ
1.1. Обзор конструкций основных типов опорных и уплотнительных 16 узлов
1.2. Грибологические процессы, протекающие
в опорно-уплотнительных узлах 59
1.2.1 .Виды трения в подшипниках скольжения, разгрузочных 60 устройствах и уплотнениях
1.2.2.Способы подвода смазки и затворных жидкостей в подшипники скольжения, разгрузочные устройства и уплотнения 63
1.2.3.Классификацня процессов смазки в подшипниках скольжения, разгрузочных устройствах и уплотнениях 64
1.2.4.Жидкостная смазка 68
1.2.5.Газовая смазка 69
1.2.6.Газожидкостная смазка 69
1.3. Современные методы расчета опорно-уплотнительных узлов роторных компрессоров 76
1.4. Выводы. Постановка задачи 89
2. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ И ТЕПЛОВЫХ И ПРОЦЕССОВ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В ТОНКИХ СМАЗОЧНЫХ СЛОЯХ ОПОРНО-УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УЗЛОВ 92
2.1. Основные уравнения, описывающие процессы течения
жидкости в тонких слоях опорно-уплотнительных узлов 92
2.1.1 .Уравнение неразрывности 92
2.1.2.Уравненис сохранения количества движения 92
2.1.3.Уравнение сохранения внутренней энергии 97
2.2. Определение областей течения смазочной жидкости и её границ. 98
2.2.1 .Определение геометрических и свободных границ областей 98
2.2.2.Уравнение движения подвижного элемента при определении границ 99
2.2.3.Уравиение упругости С.П. Тимошенко для уточнения границ области 100
2.2.4.Уравнения теплопроводности для вращающегося и нсвращающегося элемсгп ов 100
2.3.0ценка порядка величин членов дифференциальных уравнении
методом H.A. Слезкина 101
2.4.Упрощенные уравнения сохранения количества движения и внутренней энергии первог о и второго порядка аппроксимаций 104
4
2.5.Вывод обобщенных уравнений Рейнольдса для двухслойной смазки 106
2.6.Уравнения линий тока при течении жидкости тонким слоем и метод определение свободных границ течения струй (слоев) на основе этих
уравнений 110
2.7.0сновные физические свойства смазок 111
2.7.1 .Свойства жидких смазок 112
2.7.2. Свойства газовых смазок 113
2.7.3. Свойства газожидкостных смазок 115
2.8.3ависимости форм зазора опорно-уплотнительных узлов 122
2.8.1.Форма зазора в цилиндрическом подшипнике и плавающем кольце уплотнения 122
2.8.2.Форма зазора в упорном подшипнике с неподвижными подушками 130
2.8.3.Форма зазора в упорном подшипнике
с самоустанавливающимися подушками 132
2.8.4.Форма зазора в радиальном подшипнике
с самоустанавливаю щимися подушками 135
2.9.0сновные параметры, характеризующие опорно-уплотнительные
узлы роторных компрессоров 137
3. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССОВ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В IЩЛИНДРИЧЕСКОМ ПОДШИПНИКЕ 141
3.1.Применения газожидкостной смазки в подшипниках скольжения. Использование организованной газожидкостной смазки путем раздельной подачи жидкости или газа струями 141
3.2.Математическое моделирование процесса струйного течения жидкости в цилиндрическом подшипнике 142
33.Аналитическое определение свободной границы струи и анализ её
характеристик 145
3.4. Аналитическое определение распределения давлений в струе и несущей способности подшипника 148
3.5.Анализ полученных результатов и выводы 149
4. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССОВ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В ЗАЗОРАХ РАЗГРУЗОЧНЫХ
УСТРОЙСТВ РОТОРНЫХ МАШИН 152
4.1 .Постановка задачи, алгоритм её решения и проверка адекватности
модели I52
4.2.Параметрический анализ некоторых типов РУ 164
4.3.Параметрический анализ плавающих колец уплотнений с гидравлическим затвором 172
5.МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ПРОЦЕССОВ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В ЗАЗОРАХ ОДИНОЧНЫХ ПОДУШЕК ПС И У 186
5.1. Адиабатная модель процесса течения несжимаемой жидкости в
зазоре 186
5
5.2.Тсрмоупругогидродинамическая (ТУГД) модель процесса течения несжимаемой жидкости в зазоре
5.3.Параметрический анализ характеристик одиночных подушек ПС и У
6. МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ПЕРИОДИЧЕСКИХ ТЕРМОУПРУГОГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ (ПТУГД) ПРОЦЕССОВ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В СМАЗОЧНОМ И ПОГРАНИЧНОМ СЛОЯХ УПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ
6.1. Математическая модель совместных процессов, протекающих при течении жидкости в зазорах и камерах. Учет периодических граничных условий. Постановка обшей периодической задачи
6.2. Математическая модель стационарной периодической задачи с учетом распределения температуры при среднем радиусе ПС
6.3.Численные методы реализации математической модели
стационарной периодической задачи с учетом распределения температуры при среднем радиусе ПС
6.3.1.Построение сеточных областей
6.3.2.Численное решение уравнения Рейнольдса 6.3.3.Численное методы решения уравнения энергии б.ЗАВычисление интегральных характеристик подшипника
6.3.5.Идентификация параметров вязкости
6.4.Алгоритм решения задачи
6.5.Параметрический анализ упорных подшипников с неподвижными подушками
6.5.1.Исследование параметров метода
6.5.2.Исследование влияния формы пограничного слоя на характеристики подшипника
6.5.3.Исследование влияния упорного диска на работу' подшипника скольжения
6.5.4.Исследование влияния межподушечного канала на характеристики подшипников скольжения
6.5.5.Исследопание течения жидкости в смазочном и пограничном слоях плоскопараллельных неподвижных подушек
6.6. Параметрический анализ упорных подшипников самоустанавливающимися подушками
7. РАСЧЕТ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ И УПЛОТНЕНИЙ
7.1 .Определение основных критериев оптимизации и ограничений. Определение зависимостей между переменными
7.2.Анализ исходных данных к расчету упорных подшипников скольжения с самоустанавливающимися подушками и определение параметров оптимизации. Постановка задачи
193
201
227
229
238
242
243
244
245 249 251 251
256
256
262
265
270
274
287
294
294
298
6
7.3.Оптимизация одностороннего УП. Установление связи между переменными оптимизации, критерием оптимальности, ограничениями и другими постоянными параметрами 303
7.4.Анализ процессов теплообмена в пограничном слое межподушечного канала. Определение основных расчетных формул 304
7.5.Алгоритм расчета характеристик одностороннего упорного подшипника с самоустанавливающимися подушками 308
7.6.Алгоритм оптимизации одностороннего упорного подшипника с самоустанавливающимися подушками 308
7.7.Рекомендации по оптимизации двухсторонних упорных подшипников 317
8. ПРОВЕРКА АДЕКВАТНОСТИ МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ ПУТЕМ СРАВНЕНИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ ФИЗИЧЕСКОГО И ЧИСЛЕННОГО ЭКСПЕРИМЕНТОВ. ОЦЕНКА ПОГРЕШНОСТЕЙ 318
8.1 .Оценка погрешности математической модели 318
8.2.0ценка погрешности исходных данных 319
8.3.0ценка погрешности численного метода 321
8.4.Погрсшностн округления в процессе вычислений 321
8.5.Экспериментальная установка, измерительная аппаратура и образцы подшипников скольжения, подвергшихся испытанию 322
8.6.Программа, методика проведения и обработки результатов
эксперимеггталыгых исследований 337
8.7.0ценка погрешностей измерения контролируемых величин 339
8.8.Сравненис результатов физических и численных экспериментов 342 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 368
ЛИТЕРАТУРА 380
ПРИЛОЖЕНИЕ 395
7
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
А - амплитуда,
В - ширина подушки,
Ь - ширина маслоподводящего канала,
Ьд-Х^/Хм— относительная теплопроводность упорного диска,
Ьн-Ля/Ли- относительная теплопроводность подушки, с -удельная теплоемкость смазки,
</-диаметр вала,
О), 02 - вн>тренний и наружный диаметры подушки, е - эксцентриситет,
/ -коэффициент трения,
А -толщина смазочного слоя, зазор,
А, - характерная толщина смазочного слоя, характерный зазор,
А = А/Л. - относительная толщина смазочного слоя,
А ям, Л/, И2 - минимальная толщина, толщина зазора на входе и выходе смазочного слоя,
Ар - зазор под точкой опоры самоустанавливающейся подушки.
Но, //„ - толщины упорного диска и подушки,
£ , ЬК- длины подушки и клинового скоса подушки по среднему радиусу, п - частота вращения вала, упорного лиска,
N - потери мощности на трение,
N А
АГ =-------^^-------г - коэффициент потерь мощности на трение.
//0а>/?сДЯ2-*1)
Дм, /?е. 5А, Ре, & - критерии Нусссльта, Рейнольдса, Струхаля, Пекле, Стантона,
/1 - суммарный осевой зазор в двухстороннем упорном подшипнике; величина геометрического поджатая подушки в радиальном подшипнике, е=е /5 - относительный эксцентриситет,
^=(А/-Ад/ /А; - относительная клиновндностъ смазочного слоя,
<9-угол охвата единичной подушки; угол охвата подушки с межподушечным каналом при моделировании совместных процессов,
0п - угол охвата подушки при моделировании совместных процессов, вК - угол охвата клиновой части неподвижной подушки, в, - угол эксцентриситета,
0Р - угловая координата точки опоры самоустанавливающейся подушки, ?.=2К^р9/(Я: - Я,) - относительная длина подушки
Лм, Ля, Лд~ коэффициенты теплопроводности масла, материалов подушки и упорного диска
/у - динамическая вязкость смазки.
8
<р - угловая координата,
~ф = ^>/0-безразмерная угловая координата,
р - плотность смазки,
о =(Я2 - Я1)/(Я2 - коэффициент, учитывающий кривизну подушки,
т - время,
г = г/г0 = со х - безразмерное время,
X = рр.соЯ^в/(ср. Л; ) - параметр, характеризующий степень изменения
вязкости смазки в зависимости от температуры, вычисляемый в характерной точке при р*=(ро или р,), р.=(ро или р/), И.=(И2 или Ир),
1у=И./(Я<рв) - относительная толщина смазочного слоя.
Ч'г&щ/(ЯсрО) - относительная толщина подушки,
Ч/д=Нд/(Ясрв) - относительная толщина упорного диска, со - утловая скорость вращения ротора, р - давление,
Р- Р к; /(р.0) ЯсрО) - безразмерное давление,
Р = РИ]/(// ,СО /?*р62{Я2 -/?,))- коэффициент несущей способности,
Q - расход смазки,
Я = ЯК<° КрИ.(Яг - Л,)) - коэффициент расхода смазки,
г - радиальная координата; радиус вала, г = (г - р)/(сг Лс р) - безразмерная радиальная координата,
Л/, Лф, /?; - внутренний, средний и наружный радиусы подушек,
/ - температура смазки,
(= ср. )/(р. о)Я2р&) -безразмерная температура,
I. - температура смазки в характерной точке,
/о - температурасмазки вмежиодушечном канале,
- температура смазки на входе в слой,
Тп -температура подушки, вкладыша,
Тд -температура упорного диска,
Та -температура среды, окружающий нерабочую поверхность диска,
ТпЛ>г =ср. Н:(ТП Я Л - Г.)/(//. <у/?;р#)-безразмерная температура подушек,
упорного диска, окружающей среды в соответствии с индексами,
К У*Уи - составляющие вектора скорости течения жидкости,
К.? = *с Р)» К = Уу/{у 60 К р) ” безразмерые составляющие вектора
скорости течения жидкости,
Ут Уд - координаты по толщине смазочного слоя, подушки и упорного диска соответственно,
9
У - у! к >Уп = Уи/Н„ >УХ = Уд/нл- безразмерные координаты по толщине
смазочного слоя, подушки и упорного диска соответственно,
fi.fi, ,^=А/Д: -размерные и безразмерная коэффициенты вязкости масла,
а - угол установки подушки относительно упорного диска,
ам, ап - коэффициенты теплового расширения масла и линейного
температурного расширения материала подушки,
,а_с ,аав ,аМш - коэффициенты теплоотдачи упорного диска, входной и
выходной кромок, а также тыльной стороны подушки соответственно, д - радиальный зазор в опорных подшипниках; глубина клинового скоса на входной кромке неподвижной подушки,
IV- величина прогиба подушки от температурной деформации.
* - принадлежит к характерной точке,
О - принадлежит к межподушечному каналу,
1,2- принадлежит к сечениям входа в смазочный слой и выхода из него, р - принадлежит к точке опоры самоустаиавливающейся подушки, д - принадлежит к упорному диску, п - принадлежит к подушке,
координате г,,
кг,1 - г1*\ ~ г, - шаг сетки по координате г,,
КА = (Л,м + Аг,)/2 - средний шаг,
г е1^ - элемент (аргумент) г при надлежит области Ь/,
тах(-/о ) , пип(-/0) - максимальное и минимальное значения функции (-/0 ).
индексы
Математические символы
р9 =[рі ~ р}.і)І\ -левая разностная производная в точке (%,
Р9 ~[Р/+1 " Р)\'Ьр - правая разносгная производная в точке <рр
={ТМ - 27) + Гн)/д’„ - вторая разностная производная в точке <рр
центральная разностная производная в
точке у,
Д0 =-<р) - (р}_х - шаг сетки по направлению
сдг = {г;}*' = {/• = /Л,Л >0,і= 0,1,...,/V,} - одномерная сеточная область по
10
В ВЕДЕН И Е
Развитие энергетики, химической, нефтехимической и других отраслей промышленности привело к созданию крупнотоннажных производств с комплексами оборудования большой единичной мощности, включающих паровые и газовые турбины, компрессоры и насосы большой единичной мощности.
Освоение месторождений нефти и газа Сибири, Крайнего Севера и Дальнего Востока привело к быстрому развитию трубопроводного транспорта, следовательно, к созданию турбокомпрессоров на высокие параметры, способные работать в экстремальных условиях в полностью автоматизированном режиме.
Газлифтный способ добычи нефти также потребовало создание центробежных компрессорных машин для сжатия попутного нефтяного газа на высокие давления (до 73 МПа и более).
В настоящее время происходит обновление созданного оборудования, в том числе и турбин, компрессоров и насосов. Основным требованием при обновлении оборудования должно быть обеспечение высокой надежности их работы при одновременном сбережении энергоресурсов.
Одним из основных узлов, определяющих надежность турбин, роторных компрессоров и насосов являются подшипники, разгрузочные устройства и уплотнения. Повреждения этих узлов, требующих немедленной остановки или остановки в течении 5 часов составляют: подшипников 17,7%, уплотнений валов 10,8% от общего числа отказов1. В центробежных компрессорах около 16% всех неисправностей составляет выход из строя упорных подшипников2, а почти 1/3 поломок и производственных потерь происходит из-за выхода из строя плавающих уплотнений роторов1.
Требование высокой надежности и сбережения энергоресурсов применительно к опорно-уплотнительным узлам являются противоречивыми. Поэтому характеристики этих узлов должны определяться по возможности точнее и достовернее. Однако с ростом единичной мощности и окружных скоростей вращения возрастают силы, действующие на ротор со стороны рабочей среды. В условиях высоких нагрузок и окружных скоростей в тонком смазочном слое происходит выделение большого количества тепла, значительно повышается температура, изменяется вязкость и плотность смазки, а также возникают термоупругие деформации поверхностей трения. Поэтому для учета все больших факторов,
1 Саламов A.A. Турбостроение ФРГ.- Энергомашиностроение, 1979, X? 1, с.39-41.; Максимов В.А. Тсрмоупругогидродииамичсская (ТУГД) теория смазки подшипников и уплотнений жидкостного трения турбомашин. Дисс.... докт. техн. наук. Казань, 1980,-494 с.
’Отчет СКБ по компрессоростроснию № 137-66, 1966 г.
'Дэвис Х.М. Эксплуатация и обслуживание центробежного компрессора. Пер. СКБК № 487/1706, 1975.
11
оказывающих влияние на работу опорно-уплотнительных узлов, классические уравнения гидродинамической теории смазки приходится дополнять новыми уравнениями, позволяющими учитывать выделение и распространение тепла, изменение вязкости и плотности смазки, температурные деформации элементов конструкций. Таким образом, полученные системы уравнений представляют достаточно сложные математические модели и для их реализации в большинстве случаев могут быть применены лишь численные методы. Многофакторный анализ полученных численных результатов также представляет определенные трудности и для этого желательно привлекать возможности современных персональных компьютеров. Эти же требования высокой надежности и сбережения энергоресурсов заставляют рассмотреть вопросы оптимального проектирования, алгоритмов оптимизации опорно-уплотнительных узлов.
На основании вышесказанного можно сделать заключение, что создание и численная реализация математических моделей, учитывающих реальные тепловые и гидродинамические процессы течения жидкости в тонких слоях опорно-уплотнительных узлов является актуальной. Также является актуальной вопросы оптимального проектирования, алгоритмов оптимизации опорно-уплотнительных узлов. Решение этой задачи является основной целью диссертации.
Б целом, диссертация посвящена разработке математических моделей тепловых и гидродинамических процессов течения жидкостей в тонких слоях опорно-уплотнительных узлов, их численной реализации и анализу результатов численных экспериментов, проверке адекватности математических моделей путем сравнения с данными физического эксперимента. Также рассмотрены вопросы расчета и оптимизации опорно-уплотнительных узлов.
Основные положения диссертации которые выносятся на защиту:
1.Анализ конструкций опорно-уплотнительных узлов, применяемых в турбомашинах, гидродинамических, тепловых и деформационных явлений, протекающих при течении жидкости в тонких смазочных и пограничных слоях этих узлов; новые конструкции опорно-уплотнительных узлов, защищенных 6 авторскими свидетельствами СССР; классификация процессов смазки в тонких слоях опорно-уплотнительных узлов;
2.0бобщенное уравнение Рейнольдса для описания распределения давлений в двухслойной смазке; метод определения свободной границы течения жидкости в тонком слое путем вывода дифференциальною уравнения линий тока из общих уравнений линий тока и определением для него граничных условий;
3.Математическая модель струйного течения жидкости со свободной границей в цилиндрическом подшипнике, её аналитическая реализация и анализ полученных результатов;
4.Математическая модель процессов течения жидкости в зазорах разгрузочных устройств роторных машин, её численная реализация и
12
результаты анализа численных экспериментов;
5.Адиабатная и 'ГУГД математические модели процессов течения жидкости в тонком смазочном слое одиночных неподвижных подушек упорных подшипников, их численная реализация и результаты анализа численных экспериментов;
6.Периодическая ТУГД математическая модель процессов течения жидкости в тонком смазочном и пограничном слоях упорных подшипников с самоустанавливающимися и неподвижными подушками, её численная реализация и результаты анализа численных экспериментов;
7.Постановка задачи и разработка алгоритмов расчета и оптимизации опор скольжения и её реализация на примере упорного подшипника с самоустанавливающимися подушками;
8.Результаты проверки адекватности математических моделей путем сведения их к известным решениям других авторов и сравнением с данными физического экспериме!гга;
9.Метод непрерывного измерения давления в тонком смазочном и пограничном слоях опорно-уплотнительных узлов и градуировка датчиков давлений непосредственно в процессе эксперимента. Устройства градуировки датчиков, защищенные 5 авторскими свидетельствами СССР;
10.Стенд, программа, методика испытаний и обработки, результаты экспериментальных исследований двух упорных подшипников с неподвижными подушками;
11 .Рекомендации к проектированию и внедрение в промышленность различных типов опорно-уплотнительных узлов.
Работа состоит из введения, восьми глав, заключения, библиографии и приложения.
В первой главе анализируются конструкции и трибологические процессы, протекающие в опорно-уплотнительных узлах роторных машин (компрессоров). Также рассмотрены современные методы расчета опорноуплотнительных узлов роторных компрессоров, сделаны выводы и постановка задачи.
Вторая глава посвящена математическому описанию взаимодействия трибологических, тепловых и гидрогазодинамических процессов течения смазки в опорно-уплотнительных узлах. Для этого используются системы дифференциальных уравнений, отражающих основные законы сохранения количества вещества, движения, внутренней энергии, распространения тепла во вращающихся и невращающихся элементах конструкции, а также температурные деформации этих элементов. Методом Н.А.Слезкина проводится оценка отдельных членов системы уравнений и их упрощение применительно к опорно-уплотнительным узлам роторных компрессоров. Из упрощенных уравнений Навье- Стокса выводится обобщенное уравнение Рейнольдса для двухслойных смазок, которая в предельном случае переходит в вид для одной смазки. Предлагается метод определения свободных границ течения струй (слоев) на основе уравнений линий тока. Здесь же
13
рассмотрены основные физические свойства смазок и выбраны основные аппроксимационныс формулы, устанавливающие зависимости этих физических свойств от температуры и давления. Рассмотрены также формы зазора, в которых происходит основное течение смазки применительно к различным опорно-уплотнительным узлам. Приводятся формулы, определяющие основные характеристики опорно-уплотнительных узлов.
В третьей главе разрабатывается математическая модель процессов течения жидкости в цилиндрическом подшипнике. Рассматривается модель течения жидкости при подаче её струями. Несмотря на решение задачи в изотермической постановке, результаты позволяют анализировать поведение жидкой смазки в неполностью заполненном зазоре. В ней показано, что область течения смазки становится зависимой от относительного эксцентриситета и основная характеристика подшипника- несущая способность также существенно нелинейно зависит от относительного эксцентриситета.
Четвертая глава посвящена математическому моделированию процессов течения жидкости в разгрузочных устройствах винтовых компрессоров высокого давления. Математическая модель учитывает переменность вязкости смазки, многосвязность геометрической области (наличие различных карманов) течения смазки и возможности появления кавитационных зон в области расширяющегося зазора. Учет сложности геометрической области проводится методом фиктивных областей, а для определения границ зон кавитации используется известное условие Рейнольдса и вариационная постановка задачи, разработанные для задач гидродинамической теории смазки в Казанском государственном университете канд. физ-мат. наук. Н.Н.Саримовым под руководством докторов физико-математических наук профессоров А.Н.Ляшко и М.М. Карчевского. На основе анализа результатов численного эксперимента даны рекомендации по выбору типа и определении некоторых размеров разгрузочного устройства.
В пятой главе рассматриваются адиабатная и термоупругогидродинамическая математические модели процессов течения жидкости в зазорах одиночных подушек подшипников скольжения и уплотнений. На основе численного эксперимента исследуются влияние различных факторов и на основные характеристики одиночных подушек и их автомодельность от некоторых факторов. Полученные результаты сравниваются с данными других авторов.
Шестая глава посвящена разработке и численной реализации математической модели совместных процессов течения жидкости в зазорах и каналах между' подушками. В этом разделе в термоупругогндродинамнческой постановке изучаются влияние не только геометрических, кинематических и термических факторов на характеристики подушек, но и взаимное влияние подушек. Математическая модель разработана с учетом взаимного влияния смазочного и пограничного слоев
14
при течении жидкости в мсжиодушсчных каналах. При этом температурные граничные условия задачи по направлению скольжения становятся периодическими и её можно назвать тепловой периодической задачей. Такая постановка задачи позволяет определять температуру на входе в смазочный слой непосредственно в ходе ее решения. На основе численного эксперимента проведен анализ характеристик неподвижных и самоустанавливающихся подушек с учетом их взаимного влияния, а также влияния охлаждения упорного диска.
В седьмой главе рассмотрены научные основы расчета и оптимизации подшипников скольжения и уплотнений. Определены основные критерии оптимизации, ограничения и зависимости между переменными. Проведен анализ исходных данных к расчету и оптимизации упорных подшипников скольжения с самоустанавливающимися полушками. Приводится алгоритм расчета и оптимизации одностороннего упорного подшипника на основе характеристик одиночных подушек и анализа процессов теплообмена в пограничном слое межподушечного канала. Алгоритм использован при оптимальном проектировании упорного подшипника турбины К-011 завода “Оргпродукты" АО “Органический синтез”. Изготовленный по этому проекту и установленный подшипник прошел предварительные испытания, позволил выйти турбине на полную нагрузку и отработал к настоящему времени 8400 часов. По сравнению с аналогом-подшипником типа Кингсбери срок службы разработанного подшипника увеличился не менее чем в 2 раза. Здесь же приведены рекомендации по оптимизации двухсторонних упорных подшипников.
Восьмая глава посвящена проверке адекватности математических моделей путем сравнения результатов физического и численного эксперимен-тов. Вначале рассматриваются погрешности математических моделей, исходных данных, численного метода и округлений в процессе вычислений. Отмечено, что погрешности математических моделей могут быть определны лишь на основе прямого сравнения результатов физических и численных экспериментов. Далее приведены описание установки, измерительной аппаратуры и параметры образцов экспериментальных подшипников скольжения. Также приведены программа, методика проведения и обработки результатов экспериментальных исследований, а также оценка погрешностей измерения контролируемых величин. Приведены сравнения результатов физических и численных экспериментов и методы корректировки математических моделей на основе данных физического эксперимента.
Выполненные в диссертации исследования могут быть полезными также при конструировании опорно-уплотнительных узлов центробежных насосов, паровых и газовых турбин и других роторных машин, гидроприводов.
Часть теоретических и экспериментальные исследования выполнены в специальном конструкторском бюро по компрессоростроению (ныне ЗАО
15
“НИИТурбокомпрсссор” им. В.Б.Шнеппа), которые изложены в
кандидатской диссертации. Глава 1, часть главы 2, математические модели, приведенные в главах 3, 4, 6, глава 7, а также часть главы 8, касающейся численных экспериментов, оценки их погрешностей и сравнения результатов с корректировкой математических моделей, выполнены и работа в целом завершена, на кафедре компрессоров и пневмоагрегатов Казанского
государственного технологического университета.
При выполнении данной работы автору оказали неоценимую помощь коллеги из лаборатории подшипников и уплотнений, вычислительного центра, экспериментального цеха СКБ по компрессоростроению, конструкторские бюро ОАО “Казанькомпрессормаш” и кафедры
компрессоров и пневмоагрегатов Казанского государственного технологического университета. В процессе работы постоянную консультационную помощь автор получал от кафедры вычислительной математики Казанского государственного университета. Всем лицам, оказавшим помощь и поддержку, автор выражает глубокую благодарность. Особую благодарность выражаю моему консультанту, член корреспонденту академии наук Республики Татарстан, профессору, доктору технических наук Валерию Архиповичу Максимову.
Диссертация содержит 220 страниц текста, 26 таблиц, 178 рисунков и библиографию из 204 наименований. Общий объем диссертации 410 страниц.
16
1. ОПОРНО - УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УЗЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ 13 РОТОРНЫХ КОМПРЕССОРАХ
1.1. Обзор конструкций основных типов опорных и уплотнительных узлов
Компрессорные машины относятся к машинам энергетического типа и широко используются в народном хозяйстве [I]. Наиболее широкое применение они находят в металлургической, химической, газовой, нефтяной, нефтехимической отраслях промышленности. Они также широко применяются в строительстве, дорожном строительстве, сельском хозяйстве и легкой промышленности.
По энерговооруженности компрессоры могут использоваться от нескольких ватт до нескольких десятков мегаватт. Согласно принятому ГОСТ 28567-90 классификации компрессоры делятся на два больших класса: машины объемного действия и машины динамического действия |2).
Среди машин как объемного, так и динамического действий значительное место занимают компрессоры, у которых активным элементом, передающим механическую энергию сжимаемому газу, являются вращающиеся роторы.
Например, ЗАО “НИИТурбокомпрессор" (бывший СКВ по компрессо-ростроению) и ОАО "КАЗАНЬКОМПРЕССОРМАШ” выпускают винтовые и прямозубые роторные компрессоры объемного действия (табл. 1.1 приложения 1), а также центробежные компрессоры динамического действия (табл.
1.2 приложения 1). Эти компрессоры находят широкое применение в народном хозяйстве РФ, стран СНГ и зарубежных странах.
Завод “Узбекхиммаш“ выпускал 16 наименований воздушных и около 13 наименований относительно тихоходных газовых турбокомпрессоров. Эти компрессоры имеют следующие параметры: производительность от 60 до 500 м /мин, конечное давление до 0,16 МПа и частота вращения роторов 3000 об/мин. Роторы этих турбокомпрессоров опираются на подшипники качения, а концы валов герметизируются лабиринтными или бесконтактными плавающими “сухими” уплотнениями.
Проектированием и изготовлением крупных центробежных компрессоров занимался Невский завод имени Ленина (НЗЛ) , где в качестве опор роторов используются радиальные цилиндрические подшипники скольжения, упорные подшипники с самоустанавливающимися подушками. Разгрузка осевых сил в них осуществляется разгрузочным поршнем (думмисом). В качестве концевых уплотнений применяются бесконтактные уплотнения с плавающими кольцами или контактные торцовые уплотнения.
Использование компрессорных машин в производствах непрерывного действия для сжатия токсичных, пожаровзрывоопасных газов предъявляет
1 Наименование организаций даются до известных реформ.
17
повышенные требования к их надежности, долговечности и герметичности.
Надежность, долговечность, герметичность, следовательно, и безопасность эксплуатации винтовых, роторных и центробежных компрессоров во многом определяются применяемыми в них опорно-уплотнительными узлами.
Как известно, опорные узлы компрессоров предназначены для фиксации роторов относительно статоров и восприятия радиальных и осевых сил, действующих на ротор, и передачи их на статор. Поэтому они обеспечивают механическую безопасность работы компрессоров.
Концевые уплотнения предназначены для обеспечения герметичности рабочей полости компрессора, т.с. для отделения рабочей полости компрессора от окружающей среды. Эго особенно важно при сжатии пожаровзрывоопасных и токсичных газов. Следовательно, уплотнения обеспечивают напрямую пожарную взрывную и токсичную безопасность работы компрессоров.
Рассмотрим и проанализируем опорно-уплотнительные узлы некоторых характерных конструкций винтовых и прямозубых роторных, а также центробежных компрессоров.
Винтовые компрессоры [3] являются разновидностью роторных машин. Их основными деталями являются два ротора, установленные в корпусе, и имеющие на рабочей части вин™ специального профиля.
В компрессорах сухого сжатия (рис. 1.1) синхронное вращение роторов 1, 2 обеспечивается цилиндрическими зубчатыми колесами связи 3, 4, боковой зазор в которых в два раза меньше, чем зазор между зубьями винтов [4]. Роторы компрессора опираются на четыре цилиндрических радиальных подшипников скольжения 5, 6 , состоящие из корпусов и цилиндрических втулок. Основную осевую нагрузку роторов воспринимают два упорных подшипника скольжения с неподвижными подушками 7, 8, опирающиеся на сферические поверхности корпусов подшипников. Конструкции подшипников обеспечивают длительную и надежную их работу, практически без износа рабочих поверхностей. Рабочая полость компрессора герметизируется с помощью четырех "сухих” уплотнений 9 с плавающими кольцами. Начиная от рабочей полости компрессора, в уплотнениях предусмотрены по три камеры 10,11,12 . Камеры 10 всех уплотнений соединены между собой и предназначены для выравнивания давлений в разных уплотнениях. Камеры 11 служат для подвода запорного газа, а 12 для отвода утечек.
Впрыск масла в рабочую полость компрессора позволяет интенсивно охлаждать сжимаемый газ и благодаря этому достичь отношения давлений в одной ступени до 8... 12. Кроме того, маслом хорошо уплотняются зазоры между роторами и корпусом компрессора, что снижает перетечки сжимаемого газа. Впрыск масла также позволяет выполнить компрессор без шестерен связи. Однако наличие масла значительно загрязняет газ и ограничивает окружные скорости профилей роторов в пределах 30...50 м/с. Следовательно, и подшипники роторов имеют относительно невысокие скорости скольжения.
ХХХХ’
Рис. 1.1. Компрессор винтовой газовый сухого сжатия.
Рис 1.2. Компрессор винтовой маслозаполненный общего назначения
Рис. 1.3. Компрессор винтовой маслозаполненный холодильный
20
В маслозаполненном ВК общего назначения (Рис. 1.2) радиальные нагрузки ведущего ротора со стороны всасывания воспринимаются роликовыми подшипниками качения 1 , а со стороны нагнетания- радиально-упорными шариковыми 2 .Нагрузка же ведомого ротора на обоих концах воспринимаются роликовыми подшипниками 3 . Осевые нагрузки обоих роторов воспринимаются радиально-упорными подшипниками 4 . Уплотнения 5 роторов со стороны нагнетания компрессора имеют щелевую конструкцию с масляным затвором.
В холодильном маслозаполненном винтовом компрессоре (Рис. 1.3) радиальные нагрузки воспринимаются цилиндрическими подшипниками скольжения 1, 2, а осевые- подшипниками качения 3 . Часть осевой нагрузки уравновешивается разгрузочным поршневым устройством 4. Уплотнение рабочей полости компрессора от полости подшипниковой камеры осуществляется кольцевым пояском 5, каналом 6 подшипника 2. Герметичность рабочей полости компрессора от окружающей среды вдоль выходного конца ведущего ротора осуществляется торцовым уплотнением 7 контактного типа.
В последнее время начали применяться винтовые компрессоры высокого давления (5] (табл. 1.1 приложения 1). Использование винтовых компрессоров в области высоких давлений стало возможным благодаря разработке разгрузочного устройства роторной машины [6] от радиальных сил. Радиальная нагрузка роторов винтового компрессора высокого давления (Рис. 1.4) воспринимаются разгрузочными устройствами 1, 2 и радиальными подшипниками цилиндрического типа 3, 4. Осевые нагрузки роторов воспринимаются частично разгрузочными устройствами 1, 2, а остальные упорными подшипниками с неподвижными подушками 5, 6. От перемещения в обратном направлении вдоль оси роторы фиксируются подпятниками 7, 8. Разгрузочные устройства и радиальные подшипники одновременно выполняют также и функцию уплотнений, разделяя рабочую полость компрессора от подшипниковых камер. Полости подшипниковых камер от окружающей среды разделяются торцовым уплотнением 9.
В компрессорной технике достаточно широкое применение нашли роторные шестеренные машины внешнего сжатия с двумя роторами. В ЗЛО “НИИТурбокомпрессор" был разработан роторный прямозубый компрессор [7] (рис. 1.5), обеспечивающее внутреннее сжатие газа, что позволило значительно повысить КПД этих машин. Роторы этих компрессоров (рис. 1.5) опираются на четыре радиальных роликоподшипников 1, а в осевом направлении фиксируются двумя шарикоподшипниками 2 . Для защиты от попадания масла в рабочую полость компрессора в корпусе установлены маслоловушки 3 и "сухие” радиально-щелевые уплотнения 4 с плавающими кольцами.
Одним из первых конструкций, освоенных Казанским компрессорным заводом, являются центробежные компрессоры с бездиффузорными улитками
21
Рис. 1.4. Компрессор винтовой маслозаполненный высокого давления
Рис. 1.5. Компрессор роторный прямозубый
22
и внешним перепуском газа из ступени в ступень (табл. 1.2 приложения 1). Как видно из рисунков, роторы компрессоров ЦК-135/8 (рис. 1.6) для сжатия воздуха, КТК-12,5/35 (рис. 1.7) для сжатия кислорода, ХТК-2,5/3,5М (рис. 1.8) для сжатия хлора опираются на радиальные 1 и радиальноупорные 2 подшипники скольжения с разъемными в горизонтальной плоскости вкладышами и упорными подшипниками катушечного типа. Причем радиальные подшипники скольжения первых двух компрессоров установлены в упруго-демпферные опоры 3 конструкции П.Л.Капицы. Упорные части подшипников выполнены с самоустанавливающимися подушками, опирающимися на упругие полукольца. Наружные диаметры упорных гребней относительно небольшие, что связано малой суммарной осевой нагрузкой, действующей на подшипники, из-за расположения рабочих колес на роторе "спина к спине”, а в корпусе низкого давления КТК-12,5/35 ( рис. 1.7) они являются даже двухпоточными.
Концевые уплотнения 4, 5 роторов всех трех компрессоров лабиринтного типа. Для предотвращения протечек масла вдоль вала и попадания его в проточную часть установлены иаслоловушки 6, 7. На участках ротора, проходящих внутри маслоловушек, установлены (либо изготовлены заодно с валом) маслоотбойные гребни. В уплотнение 4 компрессора ЦК-135/8 (рис. 1.6) осуществляется перепуск воздуха но каналу 8 из камеры покрывного диска рабочего колеса первой ступени. Это предотвращает подсос окружающего воздуха через уплотнение 4 в камеру всасывания первой ступени компрессора, где давление обычно ниже атмосферного.
При сжатии хлора, являющегося токсичным, между ротором и лабиринтными втулками 4, 5 (рис. 1.8) предусматриваются по две камеры в каждой. Камеры, расположенные ближе к внутренней полости компрессора, служат для выравнивания давлений и поэтому они соединяются между собой через каналы в корпусе и штуцеры 8 , 9. Для запирания рабочей полости компрессора в коллекторы 10, 11 камер, расположенных со стороны окружающей среды, подастся буферный газ (азот, воздух), что исключает попадание хлора в окружающую среду.
Далее Казанским компрессорным заводом были освоены разработанные в СКВ по компрессоростроению [8] конструкции современных унифицированных центробежных компрессоров (УЦКМ) с горизонтальным разъемом корпусов (рис. 1.9), имеющих высокий КПД, (табл. 1.2 приложения 1). Это позволило резко сократит номенклатуру деталей и узлов при одновременном увеличении номенклатуры выпускаемых компрессоров.
На опорные и уплотнительные узлы УЦКМ были разработаны стандарты предприятий. В начале в качестве радиальных подшипников были предусмотрены вкладыши с “ лимонной “ расточкой. Однако при освоении этих компрессоров в процессе промышленных испытаний центробежного компрессора 43 ЦКК - 250/15 на Магнитогорском металлургическом комбинате в 1972 году была выявлена невысокая виброустойчивость этих подшипников.
Рис. 1.7. Компрессор центробежный КТК-12,5/35. Корпус низкого давления
Рис. 1.8.Компрессор центробежный ХТК-2,5/3,5М
Рис. 1.9.Компрессор центробежный 43ЦКК-250/15. Корпус
высокого давления
25
Поэтому вместо разрушающегося подшипника был спроектирован, изготовлен и установлен радиально-упорный подшипник с самоустанавливающими-ся подушками. Дальнейшие испытания показали их высокую надежность и отсутствие вибрации ротора. Поэтому на основе полученных результатов теоретических, экспериментальных исследований и промышленных испытаний был создан новый стандарт предприятия СТП 26-05-02-203-73. "Подшипники скольжения. Типы, конструкция, основные размеры и параметры”
[ 9].
Казанский компрессорный завод выпускает также центробежные циркуляционные компрессоры типа ЦЦК (табл. 1.2 приложения 1). Ротор компрессора (рис. 1.10), вращающийся с частотой 2970 об/мин, опирается на радиальные роликоподшипники 1, 2. Осевую нагрузку воспринимают саморегулирующиеся ралрузочные поршни 3,4 и шарикоподшипник 5 [10]. Из-за совместного расположения электродвигателя и компрессора в одном корпусе высокого давления ротор компрессора специальных концевых уплотнений не имеет.
Начиная с 1973 года, ОАО "КАЗАИЬКОМПРЕССОРМАШ” выпускает центробежные компрессоры с вертикальным разъемом корпусов на средние и высокие давления. В качестве опор в этих компрессорах используются (рис. 1.11) радиальные 1 и упорные 2 подшипники с самоустанав-ливающимися подушками. В качестве концевых уплотнений 3 применяются радиальные плавающие уплотнения с гидравлическим затвором.
ОАО “КАЗАНЬКОМПРЕССОРМАПГ освоены серия многовальных одно- и многоступенчатых центробежных компрессоров (табл. 1.2 приложения 1), предназначенных как для сжатия воздуха (общего назначения), так и других газов. Отличительными особенностями опорно-уплотнительных узлов этих компрессоров (рис. 1.12) являются применение неразъемных радиальных подшипников 1 с четырьмя неподвижными клиновыми скосами на рабочих поверхностях и отсутствие упорных подшипников на быстроходных роторах. Осевые силы роторов 2 компрессоров передаются через косозубыс зацепления с упорными фебнями 3 к колесу мультипликатора 4, где воспринимаются относительно тихоходными упорными подшипниками 5 с неподвижными подушками. Из-за применения только одной ступени на валу или двух ступеней с расположением колес “спина к спине” неуравновешан-ные осевые силы в этих компрессорах не высокие. В качестве концевых уплотнений 6 используются "сухие” уплотнения с радиальными плавающими кольцами.
Из проведенного выше анализа конструкций видно, что в роторных компрессорах в качестве опорно-уплотнительных узлов находит применение:
1 .Подшипники качения;
2.Подшипникн качения с разгрузочными устройствами;
3.Подшипники скольжения;
4. Подшипники скольжения с разгрузочными устройствами;
26
2 5
Рис. 1.10.Компрессоры центробежные 2ЦЦК-10/300-12/10
и 2ЦЦК-10/350-10
Рис. 1.11 .Компрессор центробежный 43ГЦ2-100/5-110.
Корпус низкого давления
Рис. 1.12. Компрессоры центробежные многовальные
28
5. Бесконтактные радиальные щелевые уплотнения с неподвижными и
плавающими кольцами с гидравлическим или (и) газовым затворами;
6. Бесконтактные торцовые щелевые уплотнения с неподвижными и
плавающими кольцами с гидравлическим или (и) газовым затворами;
7. Контактные торцовые уплотнения с гидравлическим затвором. Подшипники качения в основном находят применение в относительно тихоходных и транспортных компрессорах [4]. В качестве примера можно привести роторный компрессор 2 ВД-12/2,5 (рис. 1.5), винтовые маслозаполнсн-ные компрессоры общего назначения (п. 1-7 табл. 1.1 приложения 1, рис. 1.2) и центробежные компрессоры завода “Узбекхиммаш” с частотой вращения роторов до 3000 об/мин. Применение подшипников качения при более высоких скоростях и нагрузках ограничивается малым ресурсом работы их в этих условиях.
ПОДШИПНИКИ качения С разгрузочными устройствами находят применение также при частотах вращения роторов до 3000 об/мин. Однако они позволяют воспринимать более высокие нагрузки, следовательно, создать компрессоры на более высокие конечные давления. Например, серия винтовых холодильных компрессоров с радиально-упорными подшипниками качения и разгрузочными поршнями, воспринимающими осевые нагрузки (рис. 1.3). Также общеизвестно, что в циркуляционных центробежных компрессорах типа ЦЦК [6] (рис. 1.10) находят применение в качестве разгрузочного устройства несколько конструкций саморегулирующейся газостатической пяты.
Недавно разработаны винтовые компрессоры высокого давления ГВ-20/16-64С (рис. 1.4) [5] с радиальными и осевыми гидростатическими разгрузочными устройствами, позволяющими значительно повысить конечные давления этих машин.
В современных винтовых и турбокомпрессорах наибольшее применение находят ПОДШИПНИКИ .скольжения и ПОДШИПНИКИ скольжения С разгрузочными устройствами. Они обладают достаточной долговечностью, бесшумны в работе и могут воспринимать значительные нагрузки. Обычно подшипники скольжения проектируются для работы в режиме жидкостного трения, что обеспечивает их значительный ресурс работы и удобство эксплуатации.
По функциональному назначению и конструкции подшипники скольжения (ПС) можно разделить на следующие типы:
1)радиальныс (РПС);
2)упорные (УПС);
3)радиально-упорные (РУГ1С);
4)коничсскис (КПС);
5)сферические (СПС).
Каждый из типов ПС в зависимости от конструкции невращающегося рабочего элемента могут быть:
а) с неподвижными рабочими поверхностями;
6) с подвижными рабочими поверхностями;
29
В свою очередь эти поверхности в процессе работы могут самоусга-навливаться в зависимости от параметров режима работы ПС.
По принципу действия ПС могут быть:
1 Гидродинамическими;
2)гидростатическими;
3)гидростато динамическими.
Наиболее простой по конструкции является цилиндрический РПС (рис. 1.13). Он выполняется в виде стальной цилиндрической втулки 1, внутренняя рабочая поверхность 2 которой залита антифрикционным слоем, чаше всего баббитом Б-83 ГОСТ 1320 - 74. На рабочей поверхности РПС выполняются камеры 3 и канавки 4 различной конфигурации, предназначенные для равномерного питания смазочного слоя маслом. Они играют дополнительно роль накопителя масла и на короткое время могут обеспечить маслом смазочный слой при прерывании его подачи. В некоторых случаях (рис. 1.136) кольцевые канавки 4, выполненные ближе к торцу подшипника, позволяют создать уплотнительный поясок 5, обеспечивающий одновременно и герметичность рабочей полости компрессора. Иногда в винтовых компрессорах (рис. 1.3, 1.4) втулки РПС устанавливаются непосредственно в корпус компрессора без специального корпуса подшипника.
В центробежных компрессорах цилиндрические РПС (рис. 1.14) обычно имеют горизонтальный разъем, т.е. выполняются из двух, нижней 1 и верхней 2 половин вкладышей и содержат отдельный корпус подшипника 3 . Корпус подшипника имеет также горизонтальный разъем и внутренней поверхностью фиксирует вкладыши друг относительно друга, что обеспечивает правильную геометрическую форму рабочей поверхности подшипника в целом. Вкладыши от перемещения в окружном и осевом направлениях фиксируются штифтами 4 . Две половины корпуса 3 взаимно фиксируются с помощью конических или цилиндрических штифтов или призонных болтов и взаимно стягиваются шпильками или болтами, которые на рисунке не показаны. Кроме того, цилиндрические подшипники находят применение в мультипликаторах и электродвигателях компрессорных установок. Преимуществом цилиндрических ПС является простота конструкции и изготовления этих подшипников. Однако наличие сужающегося зазора в радиальной плоскости только с одной стороны является существенным недостатком этого ПС и при наличии определенных условий, например, динамической активности рогора, может привести к самовозбуждаюшимся колебаниям и разрушениям подшипника. Поэтому цилиндрические ПС применяются при значительных статических нагрузках и малой динамической активности ротора.
В случае появления самовозбуждаюшихся колебаний для подавления их применяют либо упруго-демпферные опоры, либо переходят к так называемым многоклиновым подшипникам.
Наибольшее распространение нашли упруго-демпферные опоры конструкций П.Л. Капицы (рис. 1.15) и В.Б. Шнеппа (рис. 1.16). Упругодемпферная опора Г1.Л. Капицы содержит упругую втулку 1 типа беличьего
30
Рис. 1.13. Конструкция цилиндрической РГ1С в виде цельной втулки
Рис. 1.14. Конструкция цилиндрической РПС со вкладышами
31
колеса, верхний 2 и нижний 3 вкладыши подшипника, запирающий вкладыши в осевом направлении фланец 4 . Штифт 5 фиксирует вкладыши от проворота в окружном направлении. Регулировка положения упругой втулки, следовательно, и подшипника в радиальном направлении относительно статора компрессора осуществляется с помощью сухарей 6 и прокладок 7. При этом между расточкой корпуса компрессора и втулкой 1 образуется равномерный зазор 8, заполняемый маслом. Тонкий слой масла в этом зазоре служит для гашения упругих колебаний, т.е. служит демпфером. Два кольца 9, расположенные между втулкой 1 , фланцем 4 и корпусом компрессора служат для уплотнения зазора 8 от окружающей среды, т. с. предназначены для уменьшения утечек масла через торцовые сечения зазора. Каналы 10,11,12,13 служат для подачи и распределения масла в зазор 8 и подшипник. Соосность втулки 1 и статора компрессора осуществляется также упорной поверхностью Г фланца упругой втулки 1 . Упругость втулки обеспечивается балками В, выполненных в форме беличьего колеса.
Упруго-демпферная опора В.Б. Шнеппа [12] (рис. 1.16) имеет обойму 1 с разъемом и устанавливается в статор компрессора на сухарях 2. Прокладки 3 служат для регулировки положения подшипника 4, следовательно, и ротора относительно статора компрессора, т.е. обеспечивает центровку ротора. Между чередующимися выступами-порогами 5 обоймы 1 и подшипника скольжения 4 зажата втулка-рессора 6, состоящая, как и подшипник, из двух половин. Камеры а, образующиеся между обоймой, рессорой и подшипником заполняются маслом, подаваемым на смазку подшипника. Камеры между собой сообщаются дроссельными щелями Ьу имеющимися в порогах обоймы, и подшипника. Втулка-рсссора является как упругим элементом, так и разделительной диафрагмой. Опора с торцов закрывается крышками 7, которые ограничивают утечку масла из камер а в окружающую среду. Крышки 7 не препятствуют радиальным перемещениям подшипника и рессоры из-за наличия гарантированного зазора между ними. Преимущество данной опоры по сравнению с опорой П.Л. Капицы заключается в возможности монтажа в консольных опорах и промежуточных опорах из-за наличия разъема, а также компактность в осевом направлении. Недостатком является неоднородность упругости втулки-рессоры в окружном направлении из-за наличия разъема.
Из многоклиновых опор наиболее простыми являются ПС с “лимонной” расточкой (рис. 1.17) и смещенными (рис. 1.18) вкладышами. Оба ПС обеспечивают два клина и устраняют самовозбуждающиеся колебания. Из-за симметричности формы зазора по отношению к горизонтальной и вертикальной осям ПС с “лимонной” расточкой обладает свойством реверсивности направления вращения. Таким свойством ПС со смещенными вкладышами не обладает. Общим недостатком этих ПС является резкое отличие таких свойств как несущая способность и жесткость смазочного слоя во взаимно перпендикулярных направлениях. Поэтому они применяются в случаях ограниченной динамической активности роторов.
32
Рис. 1.15. Упруго-демпферная опора конструкции П.Л. Капицы
масло
Рис. 1.16. Упруго-демпферная опора конструкции В.Б Шнеппа
33
Рис. 1.17. РПС с “лимонной” расточкой вкладышей: Я- радиусы расточки вкладышей, Б-толщина прокладки, устанавливаемый перед расточкой в
разъем подшипника
Рис. 1.18. РПС со смещенными вкладышами: Я- радиусы расточки вкладышей, Б- величина смещения центра расточки в плоскости разъема
34
В многовальных центробежных компрессорах нашли распространение РПС (рис. 1.12) со специальным профилем рабочей поверхности втулки, обеспечивающим три, четыре и более сужающихся форм зазоров-клиньев, расположенных по окружности. Проведенные испытания этих ПС в компрессорах показали, что наиболее оптимальным как по максимальной температуре, так и по величине вибрации, являются подшипники с четырьмя клиньями в случае направления нагрузки между клиньями (рис. 1.19).
ЕВ
Рис. 1.19. РПС со специальным профилем рабочей поверхности втулки, обра-зуюшим четыре клина. А- величина смещения центра расточки
В винтовых компрессорах достаточно широкое применение нашли упорные подшипники с неподвижными подушками (рис. 1.1, 1.4, табл. 1.1) [13, 14). Они просты по конструкции, имеют малые потери на трение и обладают “жесткой” характеристикой, т.е. при знач!ггельном изменении нагрузки толщина смазочного слоя изменяется мало. Это позволяет уменьшать зазоры между торцами роторов и корпусом компрессора на стороне нагнетания, что приводит к уменьшению утечек газа, следовательно, к повышению общего КПД компрессора. Эти подшипники применяются также в быстроходных мультипликаторах и турбокомпрессорах для наддува дизелей.
Рассмотрим типовую конструкцию(рис. 1.20, табл. 1.3) упорного подшипника с неподвижными подушками, принятого за основу стандарта предприятия СТП 0502-227-78 “Упорные подшипники винтовых компрессоров.
35
Типы, основные параметры и размеры”, разработанный под руководством и при непосредственном участии автора [ 15].
Упорный подшипник содержит (рис. 1.20) подпятник 1 и упор 2 . Они взаимно сопрягаются по сферической поверхности, которая позволяет подпятнику самоустанавливатъся. Подпятник 1 относительно упора 2 фиксируется с некоторой свободой стопором 3, который в свою очередь крепится к упору болтом 4. Шайба 5 предохраняет болт от самоотвинчивания. С помощью штифта 6, пластины 7, гайки 8 и кольца 9 на вал устанавливается и крепится вращающаяся пята 10. Причем гайка 8 и кольцо 9 соприкасаются по сферической поверхносги, что резко уменьшает биение рабочей поверхности пяты [14]. Характерные размеры ряда упорных подшипников приведены в таблице 1.3.
Размеры в мм____________________________Таблица 1.3
(1 О, о2 Оз її ■ и Я г
35 40 70 75 23 3 15 39 32
45 50 80 85 23 3 20 45 42
55 60 95 100 25 3 25 55 52
65 70 115 120 33 4 30 65 62
75 80 128 132 33 4 35 75 70
145 150 45 80
90 95 150 155 40 4 35 85 86
175 180 50 95
110 115 185 190 45 5 40 105 105
210 215 65 115
130 135 215 220 50 5 50 123 125
250 255 70 135
150 155 230 235 45 5 50 135 145
260 265 65 146
Осевой зазор между подпятником 1 и упорным гребнем 10 определяется расчетом и обеспечивает необходимое положение роторов винтового компрессора в осевом направлении. Общие виды различных конструкций подпятников хорошо видны из фотографии (рис. 1.21).
В современных центробежных компрессорах нашли широкое применение конструкции ПС с самоустанавливающимися подушками. Они обеспечивают надежную и долговечную работу машин в широком интервале частот вращения роторов.
Рассмотрим конструкции РПС и РУПС, заложенные в основу стандарта предприятия СТП 26-05-02-203-73 [9], разработанного в СКБ по ком-прессоростроению (ЗАО “НШТГурбокомнрсссор”) при участии автора. РПС с самоустанавливающимися подушками состоит (рис. 1.22) из стального корпуса 1 с горизонтальным разъемом, пяти опорных подушек 2, расположенных равномерно по окружности, уплотнительных колец 3 и 4.
4 5 Дід
Б-Б
Направление оосвой нагруїки
Направление вращсмнл
место цмсрл темпера т>ры
Рис. 1.20. Типовая конструкция упорного подшипника с неподвижными подушками [14]
37
.
Рис. 1.21. Общие виды различных конструкций подпятников
Рис. 1.22. Конструкция РИС стандарта предприятия СТП 26-05-02-203-73
38
Три из пяти подушек расположены в нижней половине корпуса. Подушки от перемещения в радиальном направлении ограничены расточкой корпуса 1 и уплотнительными кольцами 3, 4, а в окружном направлении штифтами 5. На корпусе подшипника установлены четыре сухаря 6 с прокладками 7, 8 под сухарями. Три сухаря расположены на нижней половине, а один сухарь на верхней половине корпуса. Они предназначены для установки подшипника в подшипниковой камере корпуса компрессора. Прокладки 7, 8 позволяют провести центровку ротора в статоре компрессора, подобрать необходимый натяг между корпусом подшипника и подшипниковой камерой компрессора. В осевом направлении РПС фиксируется упорными буртами корпуса и дистанционными полукольцами 9, установленными в нижней половине подшипниковой камеры. Кроме того, нижний и верхний половины корпуса подшипника стянуты друг к другу двумя шпильками и двумя призонными болтами, которые на рисунке не показаны.
Общий вид РПС и cio расположение в центробежном компрессоре хорошо видны из фотографий (рис. 1.23, 1.24).
Основные размеры РПС стандарта СТП 26-05-02-203-73 приведены в таблице 1.4.
Таблица 1.4
Диаметр шипа, мм Размеры, мм
d di <Ь 1 і. h
55 190 78 70 24 42
65 210 95 75 30 44
75 240 110 85 34 50
90 280 125 95 38 56
110 320 150 105 42 60
Диаметральные зазоры между шипом и подушками 2, а также уплотнительными кольцами 3, 4 являются расчетными. Они обеспечиваю] точную центровку ротора и необходимый режим работы подшипника.
РУПС с самоустанавливающимися подушками стандарта предприятия СТП 26 - 05 - 02 - 203 - 73 предназначен для восприятия как радиальной, так и осевой нагрузок. Он состоит (рис. 1.25) из стального корпуса 1 с горизонтальным разъемом, где расположены элементы радиального и упорного подшипника. Объединение упорного подшипника с радиальным в одном корпусе позволило сократить осевые размеры РУПС в целом. По обе стороны упорного гребня 2 установлены упорные пакеты 3, имеющие плоский разъем, проходящий через ось подшипника и рассчитанные на одинаковые усилия. Упорный пакет (рис. 1.26) состоит из шести одинаковых упорных реверсивных подушек 1, имеющих радиальные ребра для са-моустановки, двух несущих полуколец 2, двух сепараторов 3, предназначенных для разделения и ограничения перемещения подушек, стальных упругих пластин 4. При сборке в прорези сепаратора 3 вначале
Рис. 1.24. Расположение РГ1С в корпусе центробежного компрессора
Рис. 1.23. Общий вид РПС