Теоретические основы расчета и динамика подшипников скольжения с парожидкостной смазкой тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

/

Савин Леонид Алексеевич

Теоретические основы расчета и динамика подшипников скольжения с парожидкостной смазкой

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин,

приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ ДИССЕРТАЦИИ НА СОИСКАНИЕ УЧЕНОЙ СТЕПЕНИ ДОКТОРА ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК

Савин Леонид Алексеевич

Теоретические основы расчета и динамика подшипников скольжения с парожидкостной смазкой

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин,

приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ ДИССЕРТАЦИИ НА СОИСКАНИЕ УЧЕНОЙ СТЕПЕНИ ДОКТОРА ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК

Работа выполнена в Орловском государственном техническом университете и Харьковском авиационном институте им. НБ.Жуковскс

Официальные оппоненты:

• доктор технических наук, профессор Равикович Ю.А.

• доктор технических наук, профессор Яцун С.Ф.

• доктор технических наук, профессор Долотов A.M.

Ведущая организация:

• конструкторское бюро химического машиностроения им. A.M. Исаева (г. Королев Московской области)

Защита состоится "10" июня 1998 г. в 11.00 часов на заседании диссертационного совета Д 064.75.01 Орловского государственного технического университета.

Адрес университета:

302020, г. Орел, Наугорское шоссе, 29.

С диссертацией можно ознакомится в библиотеке университета.

Автореферат разослан "7я мая 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного с доктор технических наук, профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Высокоскоростные турбомашины находят широкое применение в транспортном машиностроении, криогенной технике, энергетике, газовой и химической промышленности. Необходимыми элементами авиационной и ракетно-космической техники являются агрегаты топливоподачи двигательных установок. Одним из направлений совершенствования данного типа турбомашин является повышение частот вращения роторов. Применение подшипников качения в условиях высоких скоростей и нагрузок по условиям работы ограничено предельной быстроходностью и малой долговечностью. Возможное решение проблемы заключается в применении подшипников скольжения, смазка которых осуществляется рабочими телами машин. Использование подшипников скольжения в качестве опор высокоскоростных роторов позволяет обеспечить частоту вращения в диапазоне п = 30000... 100000 об/мин и более с высокой надежностью и ресурсом.

Применение маловязких сжимаемых криогенных жидкостей (кислород, водород, гелий и т.д.) для смазки и охлаждения подшипников скольжения порождает комплекс задач, связанных с обеспечением устойчивости и работоспособности опор в условиях больших перепадов давлений и температур, значительных скоростей и нагрузок. Кроме того, в процессе течения низкотемпературных рабочих тел по гидравлическим трактам подшипника возможны фазовые превращения в результате вскипания и кавитации. Появление паровой фазы существенно изменяет свойства несущего смазочного слоя и влияет на динамические характеристики роторно-опорных узлов.

Закономерности работы высокоскоростных подшипников скольжения на двухфазных рабочих телах изучены недостаточно, отсутствуют исследования влияния вскипания и парожидкостного состояния смазочного материала на динамику системы "ротор - подшипник скольжения". Это обстоятельство, а также выдвигаемые практикой задачи качественного улучшения характеристик, повышения ресурса и надежности опор роторов высокоскорост-

ных турбомашин и определяют-'Ьеобходимость проведенных исследований.

Работа выполнялась по тематике, включенной в координационный план программы фундаментальных исследований АН СССР "Повышение надежности систем "машина - человек - среда" (пункт 1.3.29) 1987 г., а также в рамках хоздоговорных работ с конструкторским бюро химического машиностроения им. А.М. Исаева (г. Королев Московской области) и конструкторским бюро "Химавтоматика" (г. Воронеж).

Актуальность работы заключается в необходимости разработки и создания высокоскоростных подшипников скольжения, позволяющими значительно повысить ресурс и надежность машин, улучшить динамические характеристики и создать конструкции, соответствующие мировому уровню.

ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ. Целью диссертационной работы является развитие научно-технического направления, связанного с совершенствованием опор высокоскоростных роторов путем выявления закономерностей работы подшипников скольжения в условиях вскипания смазочного материала, разработки методов, программ расчета и рекомендаций по проектированию подшипников скольжения с парожидкостной смазкой.

Достижение цели предполагало решение следующих задач:

• разработать теоретические основы расчета подшипников скольжения с парожидкостной смазкой с учетом нестационарного положения вала;

• разработать математическую модель, методы решения и пакет программ для определения динамических характеристик подшипников;

• провести комплекс вычислительных экспериментов по исследованию влияния вскипания смазочной жидкости на работоспособность и динамику подшипников скольжения;

• выполнить экспериментальные исследования с целью проверки адекватности разработанной математической модели реальному объекту и поиска новых закономерностей работы подшипников скольжения при смазке кипящими жидкостями;

• на основе полученной информации разработать рекомендации по проектированию парожвдкостных подшипников сколгжения и новые конструкции опор роторов высокоскоростных турбомашин.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА:

1. Разработаны математическая модель, методы и программы расчета полей давления и гидродинамических сил парожидкостного смазочного слоя с учетом нестационарного положения вала в подшипнике.

2. Разработана динамическая модель подшипника скольжения с па-рожидкостной смазкой, позволяющая определить траектории движения центра опорной части вала, коэффициенты жесткости и демпфирования, амплитудно-частотные характеристики и границы устойчивости вращеши ротора.

3. Раскрыта и доказана сущность механизма возникновения и развития вихревых движений шейки вала в условиях вскипания смазки. Предложена методика расчета коэффициентов турбулентности для двухфазных течений смазочного материала в радиальном зазоре подшипника скольжения с учетом степени паросодержания.

4. Опытным путем обнаружено и теоретически доказано влияние критических течении смазочного материала в дроссельных устройствах подшипника на несущую способность, расход смазочного материала, колебания и устойчивость ГСДП, а также предложен способ расчета гидродинамических сил парожидкостного слоя с учетом этого эффекта.

5. Разработаны и запатентованы конструкции высокоскоростных опорных узлов, позволяющие повысить надежности и ресурс, улучшить динамические характеристики быстроходных турбомашин.

Автор выносит на защиту следующие научные положения:

1. Теоретические основы расчета и динамическую модель подшипников скольжения с парожидкостной смазкой.

2. Результаты теоретических и экспериментальных исследований в

виде закономерностей работы подшипников скольжения в условиях вскипания и двухфазного состояния смазочного материала; конструкции и рекомендации по проектированию опор скольжения высокоскоростных роторов.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. Теоретические зависимости, используемые в математической модели парожидкостного подшипника скольжения, базируются на фундаментальных законах, определяющих физические процессы сохранения, превращения и взаимосвязи,

Законы сохранения представлены уравнениями неразрывности, уравнениями Навье-Стокса (частный случай закона сохранения импульса) и уравнением баланса энергий. Уравнения неразрывности и Навье-Стокса в результате соответствующих преобразований приводятся к уравнению Рейнольдса, записанному для двухмерного турбулентного течения вязкой сжимаемой двухфазной среды. Законы превращения в данной модели учитывают возможность и описывают механизм перехода из жидкого агрегатного состояния в газообразное в результате вскипания или паровой кавитации. Законы взаимосвязи представлены уравнениями состояния, а также информацией о зависимости термодинамических свойств от давления и температуры.

Расчет стационарных и динамических характеристик подшипников скольжения с парожидкостной смазкой основывается на определении полей давления в несущем слое. Оценка динамических свойств проводится на основании анализа траекторий движения центра опорной части ротора и коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя. Численная реализация задачи осуществлялась на ЭВМ с помощью разработанного шкета прикладных программ. Модельный физический эксперимент проводился с использованием современной измерительной аппаратуры на специальном стенде.

ДОСТОВЕРНОСТЬ РЕЗУЛЬТАТОВ обеспечивается обоснованностью использованных теоретических зависимостей, допущений и ограничений, корректностью постановки задачи, применением рациональных математиче-

ских методов и подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, полученными как лично автором, так и другими исследователями, а также положительным опытом внедрения полученных результатов.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Полученные в работе теоретические и экспериментальные результаты позволяют провести анализ возможностей рационального применения парожидкостных подшипников. Разработанный пакет прикладных программ дает возможность определить стационарные и динамические характеристики различных типов радиальных подшипников скольжения. Предложенная динамическая модель и методика расчета позволяют получить амплитудно-частотные характеристики, определить границы устойчивости и прогнозировать возникновение самовозбуждающихся колебаний системы "ротор-подшипник скольжения". Разработаны и запатентованы принципиально новые конструкции высокоскоростных опорных узлов турбомашин, повышающие ресурс и улучшающие динамические свойства. Результаты работы внедрены и используются при проектировании криогенных кислородных и водородных турбонасосных агрегатов длительного ресурса конструкторским бюро химического машиностроения им. А.М. Исаева, конструкторским бюро «Химавтоматика» и научно-производственным объединением «Энергомаш».

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Всесоюзной научно-технической конференции "Обеспечение надежности узлов трения машин", г. Ворошиловград, 1988 г.; Всесоюзной научно-технической конференции "Современные проблемы триботехнологии", г. Николаев, 1988 г.; Всесоюзной научно-технической конференции "Создание компрессорных машин и установок, обеспечивающих интенсивное развитие отраслей топливно-энергетического комплекса" г. Сумы, 1989г.; Всесоюзной научно-технической конференции "Новые технологии и робототехнические комплексы при производстве авиационной техники" г. Харьков, 1990 г.; Научных чтениях по космонавтике., г. Москва,

МГУ, 1990г., Республиканской НТК "Конверсия производства ДВС, " г. Харьков, 1991г.; Республиканской НТК "Повышение надежности машин и сооружений", г. Киев, 1991.; международном семинаре "Проблемы и перспективы развития горной техники", г. Москва, 1994г., научном семинаре кафедры «Конструкции и проектирование двигателей летательных аппаратов»; 10-й научной конференции "Hydraulik und Pneumatik" г. Дрезден (Германия), 1995г., выездном заседании Головного Совета "Машиностроение" "Перспективные технологии, машины и аппараты в машино- и приборостроении", г. Орел, 1995г., международном научно-практическом симпозиуме "Трибология и транспорт", г. Рыбинск, РГАТА, 1995 г.; научном семинаре по механике деформированного твердого тела Тульского государственного университета под руководством профессора JI.A. Толоконникова; научном семинаре кафедры «Теоретическая механика» Курского государственного технического университета; научно-техническом семинаре по теории турбо-насосных агрегатов ЖРД под руководством профессора Б.В. Овсянникова, 1998г., а также на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Харьковского авиационного института и Орловского государственного технического университета.

ПУБЛИКАЦИИ. По теме диссертации опубликована монография, 27 статей в журналах и сборниках, 12 тезисов докладов, выполнено 15 научно-технических отчетов, получено 5 патентов на изобретения.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ ДИССЕРТАЦИИ. Диссертационная работа состоит из введения, семи разделов-глав, заключения, списка литературы и приложений. Рукопись имеет 355 страниц текста, включая 120 рисунков и 10 таблиц. Библиография включает 170 наименований.

Автор выражает благодарность Заслуженному деятелю науки Украины доктору технических наук, профессору Н.П. Артеменко, доцентам В.М. Василенко, В.Н. Доценко, О.Г. Корниенко за помощь в выборе тематики и проведении исследований.

КРАТКОЕ ИЗЛОЖЕНИЕ РАБОТЫ

1. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ С ПАРОЖИДКОСТНОЙ СМАЗКОЙ КАК ОБЪЕКТ ИССЛЕДОВАНИЯ

Опыт конструирования и эксплуатации роторных машин показывает, что их надежность, долговечность, массогабариты и КПД во многом зависят от характеристик опорных узлов. Опоры высокооборотных роторов должны удовлетворять следующим предъявляемым к ним требованиям: иметь достаточную грузоподъемность и быстроходность; минимальное трение и износ рабочих поверхностей; расходовать малое количество смазочно-охлаждающего материала; обладать достаточной устойчивостью к появлению автоколебаний на основных и переходных режимах работы. В наиболее полной мере этим требованиям отвечают подшипники скольжения, обладающие к тому же хорошей демпфирующей способностью, практически неограниченной предельной быстроходностью и ресурсом.

К особенностям работы подшипников скольжения роторов высокоскоростных криогенных турбомашин можно отнести следующие: смазка и охлаждение осуществляется, как правило, основными рабочими телами путем их отбора из гидравлического тракта; применение низкокипящих криогенных жидкостей (кислород, водород, гелий) предопределяет возможность фазовых превращений в них в результате вскипания и паровой кавитации, смазочный материал в этом случае представляет собой двухфазную среду, жидкая и паровая фаза которой имеют различные термодинамические и теплофизические свойства; малая вязкость и сжимаемость криогенных жидкостей снижают действие гидродинамических и гидростатических эффектов в создании несущей способности; опоры являются сложно нагруженными узлами.

Определенную информацию об условиях работы и характере взаимодействия элементов системы "ротор-подшипник скольжения" можно получить из рассмотрения продольного разреза насосного блока ТНА (рис.1). В

качестве опор использованы цилиндрические гидростатодинамические подшипники (ГСДП) с жиклерной компенсацией давлений. Подача смазочного материала в рабочую зону подшипников осуществляется из полости на выходе из насосной ступени высокого давления через систему трубопроводов, распределительные коллекторы и дроссельные устройства. Из зоны слива рабочее тело снова поступает в насос, что обеспечивает непрерывный цикл

Рис. 1. Насосный блок ТНА 1 - подшипники; 2, 3 - насосы низкого и высокого давлений

В работе приведена классификация подшипников скольжения и направлений исследования в зависимости от принципов действия, конструктивных особенностей и смазочного материала. Рассмотрены возможные причины выхода из строя высокоскоростных опор. Для подшипников скольжения выделены следующие критерии работоспособности: минимальный зазор Ьтп; максимальную или среднюю температура Ттах (Тю ); максимальное давление Ршах. На практике более удобно использовать интегральные характеристики: грузоподъемность '^Н], расход смазочного материала С?[м7с], потери мощности на трение и прокачку АИ [кВт], а также набор динамических ха-

рактеристик, включающий в себя коэффициенты жесткости и демпфирования смазочного слоя, амплитудно-частотные характеристики.

Подшипник скольжения является многопараметрической системой, среди критериев подобия которого выделяют определяющие и определяемые. При составлении расчетных уравнений математической модели были использованы безразмерные соотношения, комплексы и симплексы. При работе на ненатурных жидкостях принципы моделирования были сведены к тому, что полное гидродинамическое подобие достигалось путем корректировки граничных условий на опоре при сохранении геометрического подобия.

При анализе опубликованной литературы по данной проблеме были выделены несколько групп вопросов. Достаточно большое количество работ посвящено основам гидродинамической теории смазки. Рассмотрены фундаментальные исследования подшипников скольжения с жидкостной и газовой смазкой следующих авторов: Н.П. Артеменко, А.И. Белоусов, А.Г. Бургвиц,

A.И. Голубев, В. Константинеску, М.В. Коровчинский, В.А. Максимов, О.Пинкус, C.B. Пинегин, В.Н. Прокопьев, Г. Риппел, Ю.Б. Табачников, И.Я.Токарь, Д,Е.Чегодаев, С.А.Шейнберг и др. Исследования двухфазных парожидкостных течений в каналах различной геометрии и вопросы физики кипения жидкостей представлены в работах В.А.Акуличева, Д.Баттерворса,

B.Н.Блинкова, Э.Д.Дейча, Р.И.Нигматулина, Г.Уоллиса, Г.А.Филипова, Г.Хыоитта. ПримеЕШтельно к подшипникам скольжения с криогенной смазкой принадлежат исследования В.М. Василенко, Д. Воора, В.Н. Доценко, Н.Г. Ивановой, А.Ш. Кабулашвили, Ю.В. Пешти, Д. Реддклифа. Подробный обзор методов решения уравнений гидромеханики и газовой динамики делается Д. Кастелли, И.Я.Токарем, М.К.Усковым. Исследование динамических характеристик систем "ротор - подшипник" проведено в работах Р. Букера, М.С. Буркова, В.Н. Доценко; Г.А. Завьялова, Е.Е. Малаховского, В.И. Олимпиева, Э.Л. Поздняка, Ю.А.Равиковича, Д.В.Хронина, А.И.Чайки. Проектирование опор скольжения быстроходных турбомашин предоставлено в монографиях А.С.Кельзоиа, С.И.Сергеева, А.Тондла, С.А.Шейнберга.

Проведенный в первом разделе диссертации анализ состояния проблемы показал, что в различных областях техники перспективным является применение быстроходных криогенных турбомашин, в качестве опор роторов которых применяют подшипники скольжения либо комбинации с их участием. Имеется большое число опубликованных работ, посвященных вопросам расчета и проектирования различных видов подшипников с жидкостной и газовой смазкой, но при этом отсутствуют исследования колебаний и устойчивости роторов на подшипниках скольжения при работе в условиях вскипания и двухфазного состояния смазочного материала. Целью датой работы была разработка теоретических основ расчета, проведение комплексных исследований работоспособности и выработка рекомендаций по проектированию подшипников скольжения с парожидкостной смазкой. Попутно с решением основных задач диссертационного исследования были рассмотрены следующие вопросы:

• при выборе базового варианта для расчета гидродинамических сил смазочного слоя был проведен сравнительный анализ методов моделирования двухфазных парожидкостных течений в каналах переменной геометрии;

• исследовано влияние критических режимов течения смазочного материала в дроссельных устройствах на работоспособность подшипников;

• разработаны машинно-ориентированные методы решения систем дифференциальных уравнений применительно к расчету полей давлений подшипников скольжения.

2. МОДЕЛИРОВАНИЕ ПАРОЖИДКОСТНЫХ ТЕЧЕНИЙ СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА В ПОДШИПНИКАХ СКОЛЬЖЕНИЯ

Рабочие тела находятся в жидком состоянии при определенных значениях температур и давлений. В результате механических и термических воздействий на криогенные жидкости возможно появление зон, в которых дав-

ление будет ниже давления насыщенных паров. В этом случае создаются условия для вскипания смазочного материала. Кроме того, криогенные жидкости имеют малые значения поверхностного натяжения и кинематической вязкости, что снижает кавитационную прочность и устойчивость струйных течений. Следует заметить, что при рассмотрении фазовых превращений возможно существование метастабильных состояний, скачки испарения и конденсации, тепло-массообмен и волновые взаимодействия между фазами.

Математическая модель течения вскипающей жидкости в каналах определенной геометрии основывается на знании режима течения. Общепринятым подходом к определению структуры потока является использование карт режимов, в которых критериями смены режимов и координатами служат степень сухости X, объемное паросодержание а, массовый расход в, приведенные скорости фаз а,-У,.

Среди многообразия возможных внутренних структур парожидкостно-го потока выделяют: пузырьковый, снарядный(пробковый), пенистый, кольцевой, слоистый, дисперсный (парокапельный). Эта классификация структур и критерии их смены в значительной мере являются качественными. Вскипание потока жидкости происходит в зоне наибольшего тепловыделения и резкого снижения давлений. Пузырьковая структура формируется в диапазоне О < а < 0,3. При а > 0,3 зазоры между пузырьками уменьшаются и идет процесс их столкновения и слияния. Учитывая, что размеры радиального зазора в подшипниках скольжения измеряются всего десятками микрон, переход пузырьковой структуры в пробковую происходит достаточно быстро. При а > 0,95 несущей фазой становится пар с распределенными в нем каплями жидкости.

В криогенных жидкостях возможно существование следующих зон:

1. давление докритическое Р< Ргр;

а) жидкая фаза (X = 0);

б) зона двухфазного течения (0<Х<1);

в) однофазное газовое течение (Х=1).

2. Сверхкритический режим (Р > Р,ф). В этом случае среда рассматривается как однофазная функция всех термодинамических параметров, стирается грань различия между жидкостью и паром, отсутствует фазовый переход, а теплота парообразования г = 0.

Одна из задач исследований заключалась в выборе способа моделирования парожидкостных потоков в зазоре подшипника скольжения. С этой целью был проведен сравнительный анализ данных расчетов, полученных для одномерного течения кипящей жидкости в канале переменной геометрии на основании гетерогенной и гомогенной моделей с экспериментальными результатами, полученными другими авторами (рис. 2).

Учитывая удовлетворительное согласование расчетных данных с результатами эксперимента, а также сложность решения двумерной нестацио-

Рис. 2. Картина течения и распределение определяем на основании

0,% 0,01 0,02 0,03 0,6)

У

Длина,м

нарной задачи с использованием гетерогенной модели, в основу расчета полей давлений в подшипнике скольжения была положена гомогенная модель. Описание парожидкостных потоков на базе этой модели предполагает рассмотрение двухфазной среды как непрерывной одно-скоростной однодавленной с осредненными свойствами. Значения параметров состояния двухфазной среды энтальпии 1, энтропии Б, удельного объема V и плотности р

давлений в канале

свойства аддитивности по

следующим соотношениям:

'ш = »'(1 -Х)+ ¡"X; 8И=8'(1-Х) + 8"Х; (1)

у„«У(1-Х) + УХ; Рв=Р'%„(1_х) + р,х)>

Р "

где X - - массовое паросодержание (степень сухости).

О' + О"

Осредненную вязкость парожидкостной среды вычисляем по значениям вязкости составляющих фаз. При концентрации паросодержания менее 5% коэффициент динамической вязкости будет равен

I Р И +И' ] Если паросодержание X > 5% .используем другую зависимость

Ит" Хр' + (1-Х)р" В качестве основы при расчете коэффициентов турбулентности к х, к г были использованы известные полуэмпирические методики В.Н. Кон-стантинеску и А.И. Поддубного. Учитывая, что гомогенная модель предполагает осреднение термодинамических и теллофизических свойств, а коэффициенты турбулентности характеризуют увеличение вязкости вследствие тур-булизации потока, вполне логично предположить, что значения кх>кгбудут функциями паросодержания

к%т = кх'(1-х) + кх'х; = к1'(1~х)+к2"х, (4)

где к, = 1 + 0,044(С2 Ке)°'П>\ к, = 1 +0,247(с2 Яе)0'6'; (для МГДП)

ЧУ''

к. =

йе.

Ие;,

\ р /

(дляГСДП)

Ке, = 7(^+Р-Кем)2 + Ле, ;11е° = 2038;Ке„ = ° Ю Ь° Ф;

ц

С - коэффициент Кармана, имеющий разные значения для жидкостей и газа; С' = 0.4, С" = 0.2..039; _ ^)соЬР - число Рейнольдса;

И

Б - диаметр подшипника; Ьо - радиальный зазор; ш - угловая скорость;

р, ц - плотность и вязкость смазочного материала.

Характерной особенностью парожидкостных потоков является возможность возникновения критических режимов при сравнительно малых скоростях течения. Это объясняется тем, что скорость звука а* в двухфазной одно-ил и двухкомпонентной среде может быть существенно меньше скоростей звука в жидкости и в газе (рис. 3).

В каналах с фиксированной геометрией, каковыми являются дроссельные устройства ГСДГ1 критический режим может реализоваться в выходных сечениях, где местная скорость потока становиться равной скорости звука. Для учета влияния этого явления при определении давления в несущих камерах р ^ определяем скорость звука в двухфазной парожидкостной среде

а м/с

200 50 ЮО 50

0.2 0.4 0.6 08 1 Рис.3. Зависимость скорости звука от паросодержания в фреоне-113

Для случая кипящей парожидкостной среды это выражение преобразу етса к виду:

дм'

Эу'

гтГду0!, , л тс'р,, '

(5)

.Ф

г

Если расчетное значение скорости Ун на выходе га жиклера будет больше а*, что принципиально невозможно в цилиндрическил. каналах, то расход смазочного материала будет равен критическому

Он -Он^Х*71 ¿н а^М, где %* - коэффициент 1фитического расхода.

Входящие в выражения (1-5) значения термодинамических параметров жидкости и пара ( р',р",у',у",Ср',Ср" и т.д.) находим с помощью таблиц насыщенного пара путям их интерполяции или аппроксимации.

3. РАСЧЕТ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ СИЛ В ПОДШИПНИКЕ СКОЛЬЖЕНИЯ С ПАРОЖИДКОСТНОЙ СМАЗКОЙ

Основой расчета гидродинамических сил и динамических характеристик подшипника скольжения является распределение давлешй и смазочном слое. Описание течения парожидкостной среду выполняем с использованием уравнения неразрывности, уравнений движения и теплового баланса. Помимо общепринятых в гидродинамической теории смазки допущений считаем, что среда односкоростная однодавленная с осредненными свойствами; не учитываем силовое и термическое взаимодействие фаз; предполагаем, что термодинамические параметры парошздкостиой среды удовлетворяют свойству аддитивности; анизотропия свойств смазочного слоя, а также влияние второстепенных слагаемых сил трения незначительны.

В качестве базового варианта при проведении теоретических и экспериментальных исследований использовался гадростатодшамический подшипник (ГСДП) с жнклерной компенсацией давления с одним радом питающих камер (рис. 4). Было также выполнено моделирование многоклиноаого гидродинамического подшипника с щелевым дросселированием (МГДП).

ЮГ

* *

Рис. 4. Схема ГСДП

Система дифференциальных уравнений для расчета давлений Р(х, z) включает равнения: Рейнольдса (6), баланса энергий (7), баланса расходов^), соотношения для определения скорости звука(5), коэффициентов турбулентности^),а также зависимости термодинамических свойств от давления и температуры. Форму и полно гу расчетных соотношений, а также методы их решения выбираем из условия, что использованные допущения не повлияют отрицательно на точность результатов, а алгоритм расчета обеспечит реализацию задачи на ЭВМ с приемлемыми затратами времени.

Уравнение Рейнольдса, полученное в результате преобразования уравнений неразрывности и Навье-Стокса, для случая двухмерного турбулентного течения вязкой сжимаемой двухфазной среды запишется:

д [h3P„ Эр' Э h3pm0p"

Эх LM-kx Эх dz dz

= 6-

Эх

[p<ehu(t)]±12p. V(t) + 12h^

,(6)

Э

где значения скоростей на поверхности шейки вала вычисляются

coD de . d;p / ч

U(t) = --— —sm(a - (p) + e-^cos(a - <p>

V(t) = ^cos(a ~ Ф)'+ e^sin(a - <p)

Для учета влияния фазовых переходов на тепловой режим смазки уравнение энергий записываем в форме энтальпий

dim Ф

p-ELrs-fl + U и dt dt

где для однофазной области

föuY .

Idy

+ k.

ду.

di dt

t löp JTV& dx dzJ '\dt dx dz)

для двухфазной области

dt (,3p LI а dx dz.)

, dp dp dp + r| —+ u — + w— dt dx dz.

(7)

В результате получается система дифференциальных уравнений, о которой при неизотермических течениях вязких сжимаемых жидкостей неизвестными являются р, Т, р, ц, Ср. Для решения этой системы уравнений необходимы дополнительные замыкающие соотношения в виде зависимостей р = ц(р,Т); Ср = Ср(р,Т) и уравнение состояния среды р =

Расчет полей давлений сводится к решению краевой задачи с заданием начальных и граничных условий, характеризующих динамическое и термическое состояние смазочной среды в фиксированный момент времени и ее поведение на ограничивающих поверхностях. Начальные условия задаем в виде полей давления , температур и скоростей. Граничными условиями являются: 1) давление на торцах подшипника, принимаемые равными противодавлению в зоне слива р(ох) = р((.х) = р„; 2)равенство давлений на линии условного разреза подшипника вдоль оси р^ц = р^; 3)давление в питающих камерах рнк (для ГСДП).Для МГДП в качестве граничных условий использу-

ем: 1) давления на входе и выходе из подшипника р(0Х) - р0, p(L-x) = р.; 2) давления вдоль клина, определяемые го условия р(г, = р0-(р0 - p,)z/L.

При решении уравнения энергий (7) граничными условиями служат значения энтальпий на линии питающих камер ГСДП, причем энтальпия в камерах 1нк определяется в результате решения уравнения баланса энергий для одномерного адиабатного течения смазки в дроссельных устройствах, а в точках между камерами значения энтальпий находим интерполяцией 1нк-Граничными условиями для МГДП являются энтальпии жидкости на входе в подшипник i0,x ~ подавления в камерах рнк. используемые в качестве граничных условий, определяем решением уравнений баланса расходов смазочного материала через входное устройство и контур вокруг питающей камеры

nd4(p -РН)^> +Р„) WuDh h3 ¿A Дх h3 ф nd2

-----sí-= I----i- dz+ I---dx +--V/¡\ cosía - (pl

128fkH (й0+Ии) ¿l 4 12цкхах| ¿ I2|ik2 & 4 w

Функщпо радиального зазора для ГСДП в общем виде вычисляем согласно выражению:

h. v=h - е cosía - <p) (х) о v т'

При рассмотрении МГДП радиальный зазор представляем в виде двух составляющих h^ = h<x) + hk, где - функция зазора между поверхностью шейки вала и цилиндрической поверхностью, вписанной по выступам клиньев; hfc - функция зазора вдоль поверхности клина в окружном направлении, которая задается в общем случае степенной зависимостью вида h* =ах2+ех+с или таблично в виде массива зазоров.

Определение полей давлений проводилось в расчетном модуле программы «Орбита». На рис. 5-7 представлены эпюры давлений в ГСДП, отдельных сегментах ,— МГДП, а также в среднем сечении подшипника.

Рис. 5. Эпюра давлений в ГС

Рис .6. Эпюра давлений на 8-м и 5-м сегментах МГДП

Зависимость несущей способности и коэффициентов грузоподъемности в зависимости от геометрических и рабочих параметров подшипника представлена на рис. 8.

Рис. 7. Давления в среднем сечении МГДП

Г - I МП

7 - 1ио X

Р-1 МП» 1-130 к

• - 0.3

• »3000 1/с

I ып» т »к

1- • <-1

I - • »0.1

1

Рис. 8. Влияние параметров на несущую способность

Реакции смазочного слоя определяем путем интегрирования поля распределения давлений по опорной поверхности подшипника

R, =/ Veos/ (8)

R p0DLjdz/p(..Js¡n (a-<p)dx

Суммарная грузоподъемность подшипника будет равна Потери мощности на трение и прокачку смазки

(9)

ДК = Итр + Мр = / 4/ск^соцк^ / ь + ь^ + р0д <10>

о

Объемный расход смазочного материала находим как сумму расходов через входные компенсаторы давлений (жиклеры)

с

т

Q = n£

i»)

^/(Ро-Рн.) 1, (11)

2 Цро - Рн,))

где п - количество рядов; т - число камер в ряду; ц/ - коэффициент потерь на входе в подшипник.

4. ЗАДАЧИ ДИНАМИКИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ С ПАРОЖИДКОСТНОЙ СМАЗКОЙ

Целью исследований было определение влияния вскипания смазки на колебания и устойчивость роторов на подшипниках скольжения. Учитывая, что основная сложность решения задачи заключалась в расчете нелинейных гидродинамических сил парожидкостного смазочного слоя, был рассмотрен симметричный неуравновешенный ротор постоянной жесткости (рис.9). Динамическая модель опорного узла представляет собой в этом случае одно-массовый двухстепенной осциллятор, в котором движение ротора (точечная

■ гозу + £}ш' • сс^ог. - ф + ^ тз • агор + чш1 • ЕП(М - я + ф, т, ч - приведенная масса и дисбаланс ротора.

Рис. 9. Схема ротора

масса, приходящаяся на одну опору) происходит в пределах радиального зазора под действием возмущающих сил ^ и реакций Я,, (рис. 10).

Амплитудно-частотные характеристики и вид колебаний определяем на основании анализа траекторий движения опорной части ротора, которые представляют собой полярные диаграммы, в которых координатами служат эксцентриситет е и угол положения линии центров ф, представляет собой портрет эволюции динамической системы в течение определенного времени. Разлхпают несколько видов траектории движения: "фокус" - точка, характеризующая точечно-устаковочксг состоа-ние; "предельный цикл", представляющий собой замкнутую кривую н обладающий орбитальной устойчивостью (рис.11); лезамк15утая кривая, которая отражает недостаточную несущую способность подшипника.

Траектории определяем на основании решения уравнений движения

центра шейки вала, которые в системе координат, связанной с вращающейся

♦

з»| линией центров, имеет вид:

»Е-Я,;

гп

¿1 IЛ

т

й2у сЗЬ2

, сЗе '¿ср ск ск

= Р,

■Л,.

Корпус подшипника

Рис. 10. Динамическая модель опорного узла

Для решения данной системы уравнений используем многошаговый метод Адамса. Алгоритм расчета траекторий включает следующие операции:

I Интервал времени разбивается на конечное число участков (50... 150 точек на один оборот в зависимости от выбранных параметров).

2. В целях ускорения выхода на расчетную траекторию производится поиск равновесного положения (точка старта).

3. Определяются возмущающие внешние силы F„ Fr

4. Путем совместного решения уравнений Рейнольдса, баланса энергий и баланса расходов вычисляется поле распределения давлений Р(м) в смазочном слое подшипника.

5. На основании полученного поля давлений определяем гидродинамические силы, несущую способность подшипника, расход смазочного материала, потерн мощности на трение и прокачку.

6. Вычисляем ускорения ротора на текущем временном шаге с использованием значений реакций смазочного слоя и внешних сил.

7. В результате решения уравнений движения находим перемещения и скорости на следующем шаге по времени.

Анализ динамических характеристик смазочного слоя подшипников

скольжения связан с расчетом взаимосвязанных линеаризованных коэффициентов жидкости и демпфирования. Принципиальная особенность этих коэффициентов состоит в том, что математически они применимы только к бесконечно малым амплитудам. Определение динамических коэффициентов предусматривает линеаризацию реакций смазочного слоя в предположении о малости возмущений в окрестности равновесного положения шейки вала, в результате получается следующая система коэффициентов:

Рис. 11. Траектория движения центра шейки ротора

к ■=

Kj, K.JJ

в =

В., в,

BÜJ

где _ Э^ - коэффициент жесткости в ¡-ом направлении ко > му пе-

IV:: —• -'■ ■"

ремещеншо: н _ - коэффициент демпфирования ум направлении по I-ой скорости, равной у - ^^, где Д1 - перемещение в ¿-м направлеюш.

4 а

Расчет коэффициентов жесткости и демпфирования при отсутствии кривой подвижного равновесия проводим при центральном (несмещенном) положении шейки в подшипнике. Применяя метод возмущения, задаем малые смещения эксцентриситета, угла поворота и скоростей в соответствующих направлениях и проводим расчет коэффициентов по формулам (12).

На рис. 12 приведена зависимость коэффициентов жесткости ГСДП вдоль линии центров от массового паросодержания в смазочном слое. Развитие процесса кипения приводит к резкому снижению жесткостных свойств и несущей способности подшипника. Коэффициент К для кислорода уменьшается с ростом паросодержания

1

1 - кислород

2 - водород

0,6 |Ро = 0,5 МПа §Р, = 0ДМШ 04 i»-L»0,05и 0,4 |п = 200с-<

07 §Т« *• (90...120) К (кислород) |Т, - (10...40) К (водород)

0 0,10,^ 03°-й,4 0^04,6 0,70^,8 0,9 Паросодержание ^

Рис. 12. Влияние паросодержания на коэффициенты жесткости

значительно оольше, чем для водорода. Прежде всего это объясняется соотношением вязкостей и плотностей жидкой и паровой фаз. Плотность и вязкость водорода изменяется значительно меньше в процессе фазового перехода.

С увеличением температуры смазочного материала на входе в подшипник (ростом паросодержания) происходят увеличение амплитуд колеба-

ннй (рис. 13). Проведенные актором экспериментальные исследования показали, что вскипание смазочного материала приводит к появлению самовозбуждающихся колебаний на частотах вращения более низких, чем при жидкостной смазке (рис. 14). Аналогичные результаты показали и теоретические исследования.

На основании анализа полученных данных автор предлагает следующею схему описания механизма появления и развития самовозбуждающихся иоле^аннй в условиях вскипания смазки (рис. 15). При отклонении от положения на кривой подвижного равновесия гаи устойчивой орбитальной траектории равнодействующая сил смазочного слоя Л' изменяется по величине и направлению. Это прдаодит к появлению восстанавливающей силы N и возмущающей силы Т, которая вызывает момент в направлении вращения вала. Эти силы пропорциональны отклонению от равного положения. Отличительной особенностью развития вихревых движений в условиях парожидкостной смазки являются эффекты, связанные с опережающим началом кипения в ненагруженной зоне подшипника. Зависите " 32йк НАГ VI. •

.>; ..".--л

Рис. 13. Ампиитудно-температурная , характеристика

* 2" подшипник!

• н6 по&шигшии I !

___1(1-0,011 с

Рис. 14. Фрагмент экспериментальной осциллограммы

мость грузоподъемности подшипника от степени массового паросодержания свидетельствует о том, что при вскипании смазки в зоне наибольшего радиального зазора здесь происходит снижение уровня давлений, в результате чего возрастает суммарная составляющая грузоподъемности. Это приводит к увеличению возмущающей силы Т и более быстрому переходу образовавшегося микровихря в развернутое вихревое движение. Другими фактом, способствующим появлению и развитию самовозбуждающихся колебаний, является дополнительное перемещение шейки вала в результате вскипания в зону меньших эксцентриситетов. Таким образом, при орбитальном движении шейки вала в смазочном слое подшипника могут присутствовать два вида колебаний: вынужденные с частотой собственного вращения и самовозбуждающиеся с частотой П=(0,1 ...0,5)(о.

Амплитуда колебаний значительно возрастают в резонансной зоне, когда частота вращения ротора совпадает с собственной частотой смазочного слоя. Демпфирующая способность последнего позволяет достаточно плавно проходить первую критическую скорость. Основную опасность для работы высокоскоростных опор скольжения представляет потеря устойчивости, характеризующаяся появлением самовозбуждающихся колебаний, амплитуды которых при дальнейшем увеличении скорости вращения резко возрастают. Последнее обстоятельство может привести к нарушению сплошности смазочного слоя и аварийной ситуации. Поэтому режим потери устойчивости недопустим с точки зрения работоспособности роторной машины и является важнейшим ее показателем.

Рис. 15. Развитие автоколебаний

5. МЕТОДЫ РЕШЕНИЯ УРАВНЕНИИ ГИДРОДИНАМИКИ ПРИ ОПРЕДЕЛЕНИИ ПОЛЕЙ ДАВЛЕНИЙ

Для решения входящих в расчетную модель уравнений были использованы как традиционные численные и численно-аналитические методы, так и специально разработанные модификации применительно к данному типу задач. В качестве базового варианта был использован метод конечных разностей (МКР) с использованием различных вариантов прогонок - правая, циклическая, потоковая. Алгоритм программы расчета полей давлений этим методом приведен на рис. 16. С целью повышения эффективности расчета были разработаны структурно-региональный метод и метод квазилинеаризации, основанные на вариационном принципе и использующие аппарат Я-функций.

Основная цель применения

1дганмс исходных данных О, Ц Н«. ».«>

I

Офдолешм |румшиир«1 доор*Ь<1, 2)

Огфсделснме (вомгв сыоэчного ылтсриаля

1>. и. I ». - «Р Т)

■1

(Чимкие чуинепн» 6ь.1*ии1 расюадо Определение дшмнии • Р,

__________1__________

Решение >т»»нвлнв ¡Чймолъдс« Определен*» пол« д&лем»} г)

__. ________

Решен** >рв*пек*1 эмвргий Определение поля >нтальп*Д Цх, 2)

Рис. 18. Алгоритм определения поля давлений

различных методов расчета полей давлений Р(х-7) было получение информации о их возможностях, а также проведение сравнительного анализа результатов вычислений с опытными данными, чтобы определить области их рационального применения. В качестве критериев сравнения были выделены: 1) потенциальные возможности метода для получения устойчивых решений; 2) малая трудоемкость при формировании алгоритма вычислений и программировании; 3) наибольшая точность и минимальное машинное время.

Проведенные расчеты показали, что МКР с циклической и потоковой прогонкой позволяют получить решения сложных систем дифференциальных уравнений. В наибольшей мере это относится к решению задач в нестационарной постановке, однако, в данном случае требуется дополнительное согласование размерных сеток по времени и координатам.

6. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ПРИ СМАЗКЕ КИПЯЩЕЙ ЖИДКОСТЬЮ

Проведение физического эксперимента имело основной своей целью проверку адекватности разработанной теоретической модели процессам в реальном объекте. Экспериментальные исследования проводились на специальном стенде, созданном в лаборатории тепловых процессов Харьковского авиационного института для изучения двухфазных течений. В качестве модельного рабочего тела использовался фреон-113, термодинамические свойства которого позволяют получить парожидкостную смесь по всему тракту подшипника в приемлемом диапазоне давлений и температур.

Принимая во внимание возможности экспериментального стенда, были установлены диапазоны изменения управляющих параметров, в качестве которых использовались температура Т0 и давление Р0 на входе в подшипник, частота вращения ротора п, величина дисбаланса я и стационарная нагрузка И. Выходными параметрами в эксперименте являются: радиальные перемещения вала относительно опорных поверхностей подшнпника е, ,ву; распределение давлений и температур по такту подшипника; расход смазочного материала р.

Принципиальная схема экспериментального стенда представлена на рис. 17. В его состав входит ротор-опорный узел 1, контур питания 2, привод вращения ротора 3, масляная система 4, измерительный комплекс 5, система электропитания и пульт управления 6.

Рис. 17. Принципиальная схема экспериментального стенда

Испытуемая установка состоит из стального корпуса, жестко закрепленного на раме, к которому с помощью винтов крепятся два бронзовых подшипника. Ротор состоит из вала и диска с грузиками д] ¿баланса. Для осуществления стационарного нагружения диск снимается, а вместо него на валу закрепляются два подшипника качения, на которые передается радиальное усилие от гидроцщццщра.

Измерение радиальных перемещений ротора в вертикальной горизонтальных плоскостях проводилось индуктивными датчиками ДДИ-20, установленными попарно на каждом подшипнике. Сигналы датчиков после прохождения блоков высокочастотного преобразователя ИВПС записывались на бумагу шлейфового осциллографа Н071.

Расход смазочного материала измерялся турбинными расходомерами ТДР-8 п контролировался электронными частотомерам Ф-575. Давление и температура рабочего тела определялась на входе, выходе и смазочном слое

ГСП с помощью образцовых манометров и вмонтированных в корпус подшипника специальных первичных преобразователей температуры.

При обработке результатов эксперимента были использованы матема-тико-статические методы, основанные на нормальном законе распределения случайных ошибок. Определялись систематические погрешности измерений давлений, температур, радиальных перемещений ^ объёмного расхода с учетом технических возможностей и индивидуальных тарировок использованных измерительных приборов.

Представленные на рис. 18 фрагменты экспериментальных осциллограмм свидетельствуют о снижении несущей способности и увеличении амплитуд колебаний вала с повышением температуры смазочного материала на входе в подшипник и соответствующим увеличением паросодержания.

В целях проверки адекватности разработанной теоретической модели процессам в реальном объекте был проведен сравнительный анализ данных теоретических и экспериментальных исследований. Сопоставляемые результаты физического и вычислительного экспериментов получены при следующих параметрах системы "ротор-подшипник":

0=0,054м; Ь=0,07м; с1н=3 Ю^м; 1н=3-10"3м;10 жиклеров (1 ряд) Ьо=7,5-10-5м; я = 42 10'5 кг-м;оу=0...2000рад/с;Р0=0,5...0,6МПа; Т0 =340...350К.

Тстрпня

—

н

310

заэ

300

ЬШУ

Скорость

——М ' '

К»

Р0 - 0,3 Мга То-330 К 11.1

Рис. 18. Фрагменты экспериментальных осциллограмм

В качестве сравниваемых величин использовались давления, температура в смазочном слое (рис. 19) и радиальные перемещения центра опорной части вала.

т.

.'-'Г/

л>*%

1 < Ро-О.бМПа

■/.. ' |?о' То" 350 К '^о е = 0.4 03 = 0

]'' ы*=500рзд/с

! УН,

ос

1 ^ л

- а-0 | ш " 550 рад/с ; ч « ^ {

1 ........ Р - О.М МГЪ 1-0.4 1

ч 7

0.8

0.9

Рис. 19. Распределение давлений и температур по линии питающих камер и

вдоль оси подшипника

Можно отметить достаточно хорошее соблюдение расчетных и опытных значении в широком диапазоне изменения параметров. В области жидкостного фения расхождение данных находилось в пределах 8... 12% для двухфазной зоны (X > 0,2) возрастало до 20...25%. Как правило, расчетные значения превышали результаты эксперимента. Последнее объясняется тем, что й теоретической модели рассмотрен равновесный установившийся процесс, предполагающий мгновенный фазовый переход. В реальном же объекте присутствует определенная инерционность процесса и возможность наличия метастабильных состояний.

7. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ И РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ПОДШИПНИКОВ

Об

Проведенные исследования показали, что характеристики парожидко-сгных подшипников имеют ряд отличительных особенностей в сравнении с подшипниками с жадкосгаой и газовой смазкой. В основе этих отличий ле-

жит, в первую очередь, опережающее вскипание и кавитация смазочного материала в зонах радиального зазора с наиболее низким уровнем давлений. На рис. 20 изображена характерная картина фазовых состояний смазочного материала в ГСДП, полученная в результате расчета. Появление паровой фазы начинается на выходе смазочного материала из подшипника, затем процесс фазовых превращений с повышением температуры и уменьшением давлений распространяется сначала на всю неиагруженную область и далее в зону минимального зазора.

Зависимость несущей способности и амплитуд колебаний от концентрации пара в смазочном слое ( рост X происходит с увеличением температуры Т0) можно проследить на основании размеров и положения траекторий движения вала (рис. 21). В зоне жидкостного состояния смазки с увеличением температуры Т0 происходит снижение несущей способности подшипника, вызванное уменьшением динамической вязкости и плотности жидкости, и небольшой рост амплитуд колебаний. В начале области двухфазного течения - наблюдается повышение несущей способности вследствие опережающего начала кипения в ненагруженшй области. С дальнейшим ростом температуры (при Р0 = const) процесс кипения распространяется по всему радиальному зазору, что приводит к резкому снижению уровня давлений в смазочной пленке, росту амплитуд колебаний и смещению центров траекторий в нагруженную зону.

Появление паровой фазы в дроссельных устройствах приводит к ограничению расхода смазочного материала в следствие появления критических течений, что проявляется в наличии изломов на характеристиках.

Выполненные исследования показали, что при смазке подшипников скольжения парожидкостной средой возможны два вида колебаний ротора: синхронные вынужденные колебания, обусловленные совместным действием сил веса и дисбаланса, а также бигармонические колебания в неустойчивой области, представляющие собой результат наложения вынужденных и самовозбуждающихся колебаний. Последние можно рассматривать как орбиталь-

но-вихревые движения ротора, отражающие нелинейность свойств ларо-

жидкостного смазочного слоя. Развертки этих вихревых траекторий соответствуют дробно-частотным колебаниям с кратностью 1/2 ..,.1/3 , Подтверждается эмпирическое правило, согласно которому ротор на подшипниках скольжения становится неустойчивым, когда частота его вращения достигает удвоенного значения первой критической скорости, связанной с жесткостью смазочного слоя.

Ншдолсзя« лдщрчв*

ив«а4а»«вв»*» *#9»вавог-«бчвч------------------------------------г-5

1псвгвеш»«л»в«в»»в?та»»»и»»а11»вч,--'----—---------- ••

П£Ылаач«> •«■«*« пи« вам в*рьлга«ц<*!)«1< г л »«с вка* в ««я«

........«»м**»?»!? — -

_____________, ----„_,..,.,--------------

в**» ¡^¿зу*^''и'и!!"**'1"?*»')^"*11

з«*м»а

»ав хс«»*вч>о*в К МП^ПП«-, , ._____ — , _

-----------------•**ч>вцк*х4ы*итаав£У:1'Э!ъч*я*<е4*ае*.*

,________ ____ис>*Э1ч«»к»>:й*»ол1«(»1Эквч»ва:*кав«й

-»(•«.»(»«КО»»•="»

_---------------

---— -иЪвэкзча-гвп-меквчиЬ»!»».- - - - - —--------

¿».»Ц а • а« а я ** с » ч я 4 Я в.

-- .........

л«

___________________.... ,._.„„

---------------.

Аял&ввиыи^чйвч «вас« 4

. . , ............... .

...............— -.мъайбыЛь&зиднн».

Жадохть

Уел

Рис. 20. Диаграмма фазового состояния

Представленная вышг информация дает лиш> качественную картину влияния вскипания и кавитации на работоспособность подшипников скольжения. В диссертационной работе приводится широкий спектр зависимостей, связывающих безразмерные определяющие комплексы с интегральными характеристиками подшипников - грузоподъемностью, расходом смазочного материала и КПД.

жидкость двухфазная газ среда

Рис. 21. Влияние вскипания на несущую способность ГСДП —■ — расчетные значения; О эксперимент

Разработка опорных узлов включает проектный и проверочный расчеты. Задачей проектного расчета является определение рабочих и геометрических параметров подшипника по заданным значениям нагрузки, частоты вращения, вида смазочного материала и устройств его подачи, динамических свойств ротора, условий и режима работы. В заключительном разделе диссертации приводятся рекомендации по предварительному выбору габаритных размеров подшипника; величины радиального зазора; материала, шероховатости и жесткости опорных поверхностей; типа дросселирования; количества, размеров и формы питающих камер; давления питания и компоновки системы подвески ротора.

Проверочный расчет подшипников сводится к определению интегральных характеристик: грузоподъемности, расхода смазочного материала, потерь мощности на трение и прокачку, коэффициентов жесткости и демпфирования, амплитудно-частотных характеристик и границ устойчивости. Для выполнения этих операций был разработан пакет прикладных программ (рис. 22), использующих теоретические зависимости и алгоритмы, рассмот-

ренные в разделах 2-5. Основу алгоритма составляет расчетно-вычислительное ядро, где происходит решение системы дифференциальных уравнений по определению поля давлений Р(х,г), а в случае нестационарной задачи - уравнений движения ротора. Пакет включает в себя отдельные специализированные программы по расчету стационарных и динамических характеристик гидростатодинамического подшипника с жиклерной компенсацией и многоклинового гидростатодинамического подшипника с щелевым дросселированием. Каждая из программ имеет меню, позволяющее выбрать вид смазочного материала (водород, кислород, фреон-113), задать точность расчета, рабочие и геометрические параметры подшипника, а также вывести результаты расчета.

Рис. 22. Структура программы «ОРБИТА»

Автором предложены конструктивные мероприятия по снижению негативного влияния вскипания на работоспособность ГСДП, в частности, профилирование и установка турбулизаторов потока в дроссельных устройствах. Разработаны и запатентованы конструкции комбинированных опорных узлов высокоскоростных турбомашин.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе были решены следующие задачи:

1. Разработаны теоретические основы расчета подшипников скольжения с парожидкостной смазкой с учетом нестационарного положения шейки вала. При выборе способа моделирования двухфазного течения в радиальных подшипниках скольжения был проведен сравнительный анализ с экспериментальными данными результатов расчета давлений в конфузорно-диффузорном канале на основе гомогенной и гетерогенной моделей. Была доказана возможность расчета с достаточной степенью точности гидродинамических сил несущего парожидкостного слоя с использованием осреднен-ных значений термодинамических параметров двухфазного смазочного материала.

2. Разработаны математические методы, алгоритмы и машинные программы расчета полей давления, грузоподъемности, расхода смазочного материала, потерь мощности на трение гидростатодинамических и многоклиновых гидродинамических подшипников с парожидкостной смазкой.

3. Разработана динамическая модель подшипника с парожидкостной смазкой, позволяющая определить траектории движения шейки вала, амплитудно-частотные характеристики и границы устойчивости вращения роторов.

4. Раскрыта и доказана сущность механизма возникновения и развития вихревых движений опорной части вала в условиях вскипания смазки.

5. Предложена методика расчета коэффициентов турбулентности для двухфазных течений смазочного материала в радиальном зазоре подшипника скольжения с учетом степени паросодержания.

6. Опытным путем обнаружено и теоретически доказано влияние критических течений смазочного материала в дроссельных устройствах подшипника на несущую способность, расход смазочного материала, колебания и устойчивость ГСДП, а также предложен способ расчета гидродинамических сил парожидкостного слоя с учетом этого эффекта.

7. На основании известных разностных и вариационных математических методов построены структуры решения систем дифференциальных уравнений гидродинамики применительно к подшипникам скольжения

8. Проведены опытные исследования работоспособности подшипников скольжения при смазке двухфазной кипящей жидкостью.

9. Дана оценка влияния различных факторов на динамические характеристики подшипников скольжения в условиях парожидкостной смазки.

10. Разработаны и запатентованы конструкции высокоскоростных опорных узлов, позволяющие повысить надежность и ресурс, улучшить динамические характеристики подшипников.

11. Предложена методика расчета и рекомендации по проектированию подшипников скольжения быстроходных криогенных турбомашин.

12. Результаты исследований нашли применение при проектировании агрегатов топливоподачи длительного ресурса водородных ЖРД в конструкторских бюро «Химмаш», «Химавтоматика», НПО «Энергомаш».

На основании анализа результатов теоретических и экспериментальных исследований сделаны следующие выводы о работоспособности подшипников скольжения с парожидкостной смазкой:

1. Вскипание смазочного материала оказывает значительное влияние на динамические характеристики подшипников скольжения, что проявляется в снижении несущей способности, жесткости и демпфирующих свойств па-рожидкостного смазочного слоя. Это вызвано уменьшением интегральной вязкости и плотности парожидкостной среды в сравнении с жидким состоянием, а также анизотропией свойств в окружном и осевом направлениях вследствие неравномерности фазового перехода в зонах смазочного слоя с различным уровнем давлений.

2. Если паросодержание в смазочном слое составляет менее 1%, то в зависимости от типа и параметров подшипника возможно увеличение грузоподъемности в пределах 5...30% вследствие опережающего вскипания смазки в ненагруженной зоне подшипника. Развитое кипение смазочного материала

по всему щелевому зазору подшипника приводит к резкому снижению жесткости и демпфирования несущей плешей, что находит отражение в росте эксцентриситетов положения и амплитуд колебаний шейки вала.

3. Наличие паровой фазы в дросселирующих устройствах ГСДП вызывает снижение скорости звука в двухфазной среде и расхода смазочного материала, что нарушает работу системы компенсации давлений и способствует уменьшению несущей способности подшипника. Наиболее опасным является режим, когда процесс критических течений появляется во входных устройствах нагруженной зоны ГСДП.

4. Вскипание смазки в ненагруженной зоне подшипника приводит к снижению уровня давлений и уменьшению эксцентриситета положения вала, что является предпосылкой возникновения и развития самовозбуждающихся колебаний. Проведенные теоретические и экспериментальные исследования свидетельствуют, что повышение концентрации пара влияет на амплитудно-частотные характеристики и является причиной снижения порога устойчивости движения вала. Рост паросодержания в смазочном слое уменьшает значения коэффициентов жесткости и демпфирования.

5. В целом работа подшипников скольжения в парожидкостном режиме смазки возможна, а при определенных сочетаниях рабочих параметров даже рациональна с точки зрения повышения грузоподъемности. В тоже время, нецелесообразно допускать распространение процесса фазовых превращений по всему радиальному зазору, что приводит к росту концентрации паровой фазы, резкому снижению несущей и демпфирующей способности подшипника. С целью ограничения негативного влияния вскипания на работоспособность опор автором предложен комплекс рекомендаций по выбору конструктивных и рабочих параметров подшипников скольжения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ

ОТРАЖЕНО В СЛЕДУЮЩИХ НАУЧНЫХ ТРУДАХ АВТОРА:

1. Савин Л.А. Расчет динамических характеристик роторов на гидростатических подшипниках, смазываемых криогенными жидкостями. -В кн.: Исследование гидростатических опор и уплотнений двигателей летательных аппаратов. - Харьков, ХАИ, 1987. -с. 16-21.

2. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Доденко В.Н., Савин Л.А. Исследование опор высокоскоростных роторов при смазке маловязкими рабочими телами. В кн.: Исследование гидростатических опор и уплотнений ДЛА. - Харьков, ХАИ, 1987. -С. 69-77.

3. Опытное исследование ГСП при использовании криогенных жидкостей в качестве смазывающего вещества. /Н.П.Артеменко, В.М.Василенко, В.Н.Доценко, В.П.Кращук, Л.А.Савин. В кн.: Исследование гидростатических опор и уплотнений двигателей летательных аппаратов. - Харьков, ХАИ,

1987. - С.32-35

4. Артеменко Н.П., Савин Л.А. Устойчивость и критические режимы ГСП при смазке парожидкостной средой // Обеспечение надежности узлов трения машин: Тезисы докл. Всесоюз. науч. - техн. конф. - Ворошиловград,

1988. С. 159.

5. Артеменко Н.П., Василенко В.М„ Савин Л.А. Особенности расчета гидростатических опор при работе на двухфазных рабочих телах // Обеспечение надежности узлов трения машин: Тезисы докл. Всесоюз. науч.-техн.конф. - Ворошиловград, 1988. -С. 157.

6. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Доценко В.Н.,Савин Л.А. Стенд для исследования быстроходных опор скольжения при использовании нетрадиционных смазочных материалов // Современные проблемы триботехноло-гии. Тезисы докл. ВНТК.- Николаев, 1988. -С.291.

7. Савин Л.А. Эффект Сандра при смазке ГСП парожидкостной средой. -В кн.: Высокоскоростные гидростатические опоры двигателей лета-

тельных аппаратов.- Харьков, ХАИ, 1989. - С.69-77.

8. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Доценко В.Н., Савин Л.А. Влияние вскипания смазочного материала на динамические характеристики систем "ротор-ГСП" - В кн.: Высокоскоростные гидростатические опоры двигателей летательных аппаратов. - Харьков, ХАИ, 1989. -с.9-19.

9. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Доценко В.Н.,Савин Л.А. Динамические характеристики опор высокоскоростных роторов при смазке двухфазными рабочими телами // Создание компрессорных машин и установок, обеспечивающих интенсивное развитие отраслей топливно-энергетического комплекса. Тезисы докл. Всесоюз. науч. - техн. конф,- Сумы, 1989. - С.7

10. Артеменко Н.П., Корниенко О.Г., Кузьминов Ф.Ф., Савин Л.А. Сравнительный анализ методов решения задач гидромеханики применительно к гидростатодшгамическим опорам. В кн.: Гидростатические подшипники и уплотнения опорных узлов турбомашин,- Харьков, ХАИ, 1990. - С.3-10.

11. Василенко В.М., Савин Л.А. Расчет характеристик гидроетатоди-намических опор при смазке аэрированной жидкостью. В кн.: Гидростатические подшипники и уплотнения опорных узлов турбомашин.- Харьков, ХАИ, 1990. -С. 37-45.

12. Артеменко Н.П., Корниенко О.Г., Савин Л.А. Расчет характеристик ГСДП вариационным методом. В кн.: Проблемы информатики в создании автоматизированных систем. - Харьков, ХАИ, 1990. - С.52-55.

13. Савин Л.А. Работоспособность опор турбонасосов ДЛА повышенного ресурса при смазке криогенными рабочими темпами. // Научные чтения по космонавтике. - Москва, МГУ, 1990.

14. Василенко В.М., Савин Л.А. Работоспособность опор скольжения приводов металлообрабатывающих станков в условиях газожидкостного течения смазочного материала // Новые технологии и робототехнические комплексы при производстве авиационной техники. Тезисы докл. Всесоюз. науч. - техн. конф,- Харьков, ХАИ, 1990. -С. 186.

15. Артеменко Н.Ф., Кузьминов Ф.Ф., Савин Л.А. Повышение точно-

сти механической обработки путем установки шпинделей станков на гидро-статодинамических опорах. // Новые технологии и робототехнические комплексы при производстве авиационной техники. Тезисы докл. Всесоюз. науч. - техн. конф.-Харьков, ХАИ, 1990. -С. 188.

16. Савин Л.А. Метод анализа динамики систем "ротор-подшипник-демпфер-уплотнение" на основе теории графов связей. В кн.: Гидростатоди-намические опоры высокоскоростных роторов и механические передачи. -Харьков, ХАИ, 1991. - С.45-51.

17. Корниенко О.Г., Савин Л.А. Регионально-структурный подход к решению задач о расчете полей давления ГСП. В кн.: Гидростатодинамиче-ские опоры высокоскоростных роторов и механические передачи. - Харьков, ХАИ, 1991. -С.26-34

18. Артеменко Н.П., Корниенко О.Г., Савин Л.А. Метод квазилинеаризации в задачах в расчете характеристик подшипников скольжения. В кн.: Знание- ориентированные системы поддержки принятия решения. - Харьков, ХАИ, 1991.-С. 36-40

19. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Савин Л.А. Работоспособность опор ДВС при смазке аэрированной жидкостью // Конверсия производства ДВС. Тезисы докл. Респуб. кауч. - техн. конф. - Харьков, ХАИ, 1991. -С.133.

20. Артеменко Н.П., Василенко В.М., Савин Л.А. Влияние вскипания кавитации смазочного материала на работоспособность опор скольжения // Повышение надежности машин и сооружений. Тезисы докл. Респуб. науч. -техн. конф. - Киев, 1991. - с.12.

21. Артеменко Н.П., Савин Л.А., Василенко В.М., и др. Газожидкостные опоры роторов криогенных турбонасосных агрегатов. -Москва, КБ Хим-маш, 1993. - 145с.

22. Корниенко О.Г., Савин Л.А. Применение полудискретного метода Галеркина для решения нестационарных уравнений гидромеханики. В кн.: Компьютерные интеллектуальные модели и системы -Харьков, ХАИ, 1993. -С. 103-108.

23. Савин Л.А. Моделирование опорных узлов турбомаппго методом мощностных графов связей. В кн.: Компьютерные интеллектуальные модели и системы - Харьков, ХАИ, 1993. - С. 108-115.

24. Савин Л.А. Определение радиального зазора в подшипнике скольжения с учетом изгибных деформаций ротора. Сб. научн. трудов Орел-ГПИ-5, -Орел, 1994. - С.123-126.

25. Савин Л.А. Влияние перекоса цапфы на характеристики радиальных гидростатодинамических подшипников. Сб. научн. тру дон ОрелГПй-5, -Орел, 1994.-С.123-126.

26. Савин Л.А. Работоспособность опор горных машин в условиях газожидкостной смазки. // Проблемы и перспективы развития горной техники. Тез.докл. межд. семинара - Москва, 1994. -С. 137-140.

27. Мишин В.В., Савин Л.А. Методы экспериментального исследования двухфазных течений в смазочных слоях подшипников скольжения. Сб. научных трудов ОрелГТУ. т. 7.- Орел, 1995. -с. 132-137.

28. Савин Л.А. Влияние изгибных деформаций ротора на динамические характеристики подшипников скольжения. Сб. научных трудов ОрелГТУ. т. 7.- Орел, 1995. -с. 138-143.

29. Савин Л.А. Концепция системы инженерных баз данных для автоматизированного проектирования узлов и деталей м шшн. Сб. научных трудов ученых г. Орла. - Орел, 1995. -с. 53-61.

30. Савин Л.А. Элементы прикладной теории и результатов исследований подшипников скольжения с парожидкостной смазкой. // Перспективные технологии, машины и аппараты в машино- и приборостроении. Материалы выездного заседания Головного Совета "Машиностроение". - Орел, 1995.- с. 63-77.

31. Савин Л.А. Работоспособность опор скольжения криогенных турбомашин в условиях вскипания и двухфазного течения смазочного материала // Трибология и транспорт. Тез. докл. межд.научно-практич. симпозиума. -Рыбинск, РГАТА, кн.5,1995. - с.62-65.

32. Савин JI.A. Die theoretischen Grandlagen und Farschungserder-dobnisse der Gleitlager mit dem Gasund Dampfflussigkeitsschmierstoff // Der 10. Fachtagung Hudraulik und Pneumatik. - Dresden, 1995

33. Савин JI.A., Лазарев C.A., Соломин O.B. Аппроксимация термодинамических свойств криогенных рабочих тел. // Сб. научных трудов ученых Орловской обл. - Орел, 1996. -с. 24-28.

34. Савин Л.А., Лазарев С.А., Соломин О.В., Харитонов C.B. Расчет характеристик радиального подшипника с осевой подачей смазочного материала. // Сб. научных трудов ученых Орловской обл. - Орел, 1996. -с. 50-56.

35. Лазарев С.А., Соломин О.В., Савин Л.А., Устинов Д.Е. и др. Коэффициенты жесткости и демпфирования парожидкостного подшипника скольжения. // Сб. научных трудов ученых Орловской обл. Вып. 3. - Орел, 1997. -с. 146-150.

36. Соломин О.В., Савин Л.А., Устинов Д.Е. и др. Подход к выбору типа подшипников. // Сб. научных трудов ученых Орловской обл. Вып. 3. -Орел, 1997. -с. 150-153.

37. Расчет и опытная проверка работоспособности высокоскоростных опор гидростатического типа, предназначенных для агрегатов подачи // Научно-технический отчет. Всесоюзный центр научно-техн. информации. ГР№ 87.02.18 Иав. №30287. 0055709, - Харьков, 1985.-90 с.

38. Расчет характеристик радиальных втулочных гидростатодинами-ческих подшипников ТНА. // Научно-технический отчет. Гр.№01890010633 -Харьков, ХАИ ,1989.- 65 с.

39. Анализ мероприятий по снижению потерь на вязкое трение в подшипниках мощных турбогенераторов. // Научно-технический отчет. Гр.№01890010 - Харьков, ХАИ, 1989. - 23 с.

40. Теоретические и экспериментальные исследования гидростатоди-намических подшипников насосных агрегатов. // Научно-технический отчет. Гр.№0189001063 5 - Харьков, ХАИ, 1990 - 1 Юс.

41. Разработка рекомендаций по расчету и проектированию опорных

узлов агрегатов топливоподачи ДЛА. // Отчет о НИР. Гр.№0189001633 -Харьков, ХАИ, 1991- 75 с. (Работы 37-41 выполнены в соавторстве с Н.П.Артеменко, В.М.Василенко, В.Н.Доценко, О.Г.Корниенко, Ф.Ф.Кузьминов).

42. Разработка конструкций и исследование узлов трения и механических передач авиационных двигателей шестого поколения. // Научно-технический отчет. - Харьков, ХАИ, 1993 - 85 с.

43. Патент РФ №2073801 МКИ 6 F 16 С 21/00. Комбинированная опора /Савин Л.А. - Опубл. 20.02.97. БИ №5.

44. Патент РФ №2082027 МКИ 6 F 16 С 21/00. Комбинированная опора /Савин Л.А., Синявский A.B. - Опубл. 20.06.97. БИ №17.

45. Патент РФ №2083886 МКИ 6 F 16 С 21/00. Комбинированная опора/Савин Л.А., Василенко В.М. -Опубл. 10.07.97. БИ №19.

46. Патент РФ №2079014 МКИ 6 F 16 С 21/00. Комбинированная опора /Савин Л.А., Шевченко А.П. - Опубл. 10.05.97. БИ №13.

47. Патент РФ №2059094 МКИ 6 F 02 К 3/00. Авиационный газотурбинный двигатель /Мороз П.Ф., Василенко В.М., Савин Л.А. - Опубл. 27.04.96. БИ №12.

48. Савин Л.А. Влияние критических течешш смазочного материала на характеристики подшипников скольжения. - Известия ВУЗов №7/9, 1997. -с. 61-66

49. Савин Л.А., Соломин О.В., Устинов Д.Е. Колебания и устойчивость высокоскоростных роторов на подшипниках скольжения с парожидко-стной смазкой. // Тезисы школы "Современные проблемы механики и прикладной математики". - Воронеж, ВГУ, 1998. - С. 243.

50. Савин Л.А., Соломин О.В., Устинов Д.Е. Теоретические основы расчета парожидкостных подшипников. // Тезисы школы "Современные проблемы механики и прикладной математики". - Воронеж, ВГУ, 1998. - С. 244.

Подписано в печать 5.05.98 г. Заказ 24. Тираж 100 экз. Объем 2 п.л. Бесплатно.

Типография ОрелГТУ

302020, Орел, Наугорское шоссе, 29



гл ,> / 4 Ч/«-

ОРЛОВСКИЙ ГОСУДАГСдаЩЬЩЕЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

бак Г О С С И V

резидиум

„ 3 «О? 19^Г.,№

присуди У4^"

степень

На правах рукописи

КТОР/'Ч

УДК 621.822,5:532.516.5:534.1

1 Начальник уяразл „——I——

.енияВАКРоссш

СавйнЛеонид Алексеевич

Теоретические основы расчета и динамика подшипников скольжения с парожидкостной смазкой

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин,

приборов и аппаратуры

ДИССЕРТАЦИЯ НА СОИСКАНИЕ УЧЕНОЙ СТЕПЕНИ ДОКТОРА ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК

Орел -1998

ОГЛАВЛЕНИЕ

стр.

Условные обозначения, индексы и сокращения.....................................5

Введение..............................................................................................................8

1 Подшипники скольжения с парожидкостной смазкой

как объект исследования.......................................................................14

1.1. Условия работы и требования к опорам роторов

быстроходных криогенных турбомашин...............................................14

1.2. Принципы моделирования, показатели работоспособности

и характеристики подшипников скольжения........................................21

1.3. Обзор исследований по рассматриваемой проблеме............................31

1.4. Задачи, программа и объект исследований...........................................45

2. Моделирование парожидкостных течений смазочного

материала в подшипниках скольжения..............................................50

2.1. Режимы течения двухфазной кипящей среды.......................................50

2.2. Определение термодинамических и теплофизических свойств парожидкостного смазочного материала..............................................55

2.3. Построение гетерогенной модели течения............................................60

2.4. Учет влияния турбулентности и критических течений.........................64

3. расчет гидродинамических сил в подшипнике скольжения

с парожидкостной смазкой....................................................................72

3.1. Количественные предпосылки расчета давлений..................................72

3.2. Расчетные схемы подшипников.............................................................76

3.3. Исходная система уравнений.................................................................79

3.3.1. Обобщенное уравнение Рейнолъдса...............................................80

3.3.2. Уравнение баланса энергий............................................................82

3.3.3. Уравнение баланса расходов..........................................................86

3.4. Граничные условия и алгоритм расчета давлений................................88

4. Задачи динамики подшипников скольжения

с парожидкостной смазкой....................................................................96

4.1. Характеристика динамической системы

«ротор-подшипник скольжения»............................................................96

4.2. Расчет амплитудно-частотных характеристик

методом траекторий.............................................................................99

4.3. Динамические характеристики парожидкостного смазочного слоя

и механизм возникновения вихревых движений.................................107

4.4. Колебания и устойчивость роторов на подшипниках скольжения

в условиях вскипания смазочного материала.....................................114

5. Методы решения уравнений гидродинамики

при определении полей давлений.......................................................128

5.1. Процедурно-итерационные схемы решений........................................128

5.2. Конечно-разностная аппроксимация....................................................132

5.3. Вариационные и проекционные методы..............................................138

5.3.1. Метод кеазшинеаризации...........................................................140

5.3.2. Структурно-региональный метод..............................................144

5.3.3. Решение нестационарных задач полудискретным

методом Галеркина.............................................................................147

5.4. Области рационального применения методов при

решении прикладных задач...................................................................150

6. Экспериментальные исследования характеристик подшипников скольжения при смазке кипящей жидкостью..........153

6.1. Программа опытных работ...................................................................153

6.2. Описание экспериментального стенда.................................................156

6.3. Методика проведения опытов..............................................................163

6.4. Обработка результатов и сравнительный анализ

данных расчетов и опытов..........................................................................166

7. Результаты исследований и рекомендации по проектированию высокоскоростных подшипников скольжения...............................173

7.1. Влияние геометрических и рабочих параметров на характеристики подшипников с парожидкостной смазкой.........................................173

7.2. Работоспособность подшипников скольжения в условиях вскипания смазочного материала.......................................................181

7.3. Пакет прикладных программ, конструкции опорных узлов

и применение результатов работы.....................................................194

7.4. Последовательность расчета и рекомендации по проектированию 198

Заключение....................................................................................................209

Список использованной литературы......................................................213

Приложения...................................................................................................230

Приложение 1. Описание интерфейса..........................................................231

Программные модули...........................................................244

Приложение 2. Разработанные конструкции опорных узлов......................330

Приложение 3. Акты внедрения....................................................................338

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, ИНДЕКСЫ И СОКРАЩЕНИЯ

1. Кинематические параметры и координаты:

е - эксцентриситет положения центра шейки вала; ф - угол положения линии центров; А - амплитуда колебаний;

х, у, ъ -окружная, радиальная и осевая координаты;

1,1 - направления вдоль и перпендикулярно линии центров;

I - время;

^ - характерное время, равное периоду одного оборота;

Ах, Аг, ЬХ - шаги по размерной сетке и времени;

и, V - скорости точек поверхности шипа;

и, V, - скорости течения рабочего тела;

а, (3 - расчетные углы;

А - смещение центра масс;

п - частота вращения ротора;

со - угловая скорость вращения ротора;

ш • п - число узлов размерной сетки.

2. Геометрические и рабочие параметры:

Б, Ь - диаметр и длина подшипника;

- средний и радиальный зазор; Ъ(х) - функция радиального зазора; ён, 1н - диаметр и длина жиклера; пн - количество жиклеров в одном ряду; Пр.— число рядов питающих камер; Ь - длина ротора; О, М - вес и масса ротора;

т - приведенная масса ротора, приходящаяся на одну опору; q - дисбаланс ротора;

<3, - объемный и массовый расход рабочего тела; С - жесткость ротора.

3. Силовые факторы:

Бл, - возбуждающие силы; Ил, ^ - реакции смазочного слоя;

- грузоподъемность подшипника, статическая нагрузка; АК - потери мощности; ^ - потери мощности на трение; ]ЧГр - потери мощности на прокачку; Ф - диссипативная функция; тх, т2 — турбулентные напряжения.

4. Термодинамические и теплофизические параметры:

Р - давление; Т - температура; 1 - энтальпия; р - плотность;

|1 - коэффициент динамической вязкости; Ср - теплоемкость при постоянном давлении; X - коэффициент теплопроводности; г - скрытая теплота парообразования; V - удельный объем;

Б - ЭНТрОПИЯ.

5. Безразмерные комплексы:

Яе, Рг - критерии Рейнольдса, Струхаля, Прандтля; ё = е/Ц - относительный эксцентриситет; х,х- скорость и ускорение цапфы вдоль линии центров; ф,ф - угловые скорость и ускорение линии центров; X - концентрация газовой фазы (массовое паросодержание); Кх, К7, Кн - коэффициенты турбулентности;

t

At

At

t

L' ho' PoDL' p0DL

to

to

p = — Po

T

T

To

lo

6. Индексы:

L - подшипник; H - жиклер, питающая камера; F - смазочный слой; R - ротор;

S - резонанс, граница самовозбуждения;

max, min, m, * - максимальное, минимальное, осредненное и критическое значения соответственно; О - вход в подшипник; а - окружающая среда; ' - жидкая фаза; " - газовая фаза.

7. Сокращения:

ГСДП - гидростатодинамический подшипник;

ГСП — гидростатический подшипник;

ГДП - гидродинамический подшипник;

МГДП — многоклиновый гидродинамический подшипник;

АЧХ - амплитудно-частотная характеристика;

АТХ - амплитудно-температурная характеристика;

ТНА - турбонасосный агрегат;

ДЛА - двигатель летательного аппарата;

ЖРД - жидкостный ракетный двигатель.

ВВЕДЕНИЕ

АКТУАЛЬНОСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Высокоскоростные турбомашины находят широкое применение в транспортном машиностроении, криогенной технике, энергетике, газовой и химической промышленности. Необходимыми элементами авиационной и ракетно-космической техники являются агрегаты топливоподачи двигательных установок. Одним из направлений совершенствования данного типа турбомашин является повышение частот вращения роторов. Применение подшипников качения в условиях высоких скоростей и нагрузок по условиям работы ограничено предельной быстроходностью и малой долговечностью. Возможное решение проблемы заключается в применении подшипников скольжения, смазка которых осуществляется рабочими телами машин. Использование подшипников скольжения в качестве опор высокоскоростных роторов позволяет обеспечить частоту вращения в диапазоне п = 30000...100000 об/мин и более с высокой надежностью и ресурсом.

Применение маловязких сжимаемых криогенных жидкостей (кислород, водород, гелий и т.д.) для смазки и охлаждения подшипников скольжения порождает комплекс задач, связанных с обеспечением устойчивости и работоспособности опор в условиях больших перепадов давлений и температур, значительных скоростей и нагрузок. Кроме того, в процессе течения низкотемпературных рабочих тел по гидравлическим трактам подшипника возможны фазовые превращения в результате вскипания и кавитации. Появление паровой фазы существенно изменяет свойства несущего смазочного слоя и влияет на динамические характеристики роторно-опорных узлов.

Закономерности работы высокоскоростных подшипников скольжения на двухфазных рабочих телах изучены недостаточно, отсутствуют исследования влияния вскипания и парожидкостного состояния смазочного материала на динамику системы "ротор - подшипник скольжения". Это обстоятельство, а также выдвигаемые практикой задачи качественного улучшения

характеристик, повышения ресурса и надежности опор роторов высокоскоростных турбомашин и определяют необходимость проведенных исследований.

Работа выполнялась по тематике, включенной в координационный план программы фундаментальных исследований АН СССР "Повышение надежности систем "машина - человек - среда" (пункт 1.3.29) 1987 г., а также в рамках хоздоговорных работ с конструкторским бюро химического машиностроения им. A.M. Исаева (г. Королев Московской области) и конструкторским бюро "Химавтоматика" (г. Воронеж).

Актуальность работы заключается в необходимости разработки и создания высокоскоростных подшипников скольжения, позволяющими значительно повысить ресурс и надежность машин, улучшить динамические характеристики и создать конструкции, соответствующие мировому уровню.

ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ. Целью диссертационной работы является развитие научно-технического направления, связанного с совершенствованием опор высокоскоростных роторов путем выявления закономерностей работы подшипников скольжения в условиях вскипания смазочного материала, разработки методов, программ расчета и рекомендаций по проектированию подшипников скольжения с парожидкостной смазкой.

Достижение цели предполагало решение следующих задач:

• разработать теоретические основы расчета подшипников скольжения с парожидкостной смазкой с учетом нестационарного положения вала;

• разработать математическую модель, методы решения и пакет программ для определения динамических характеристик подшипников;

• провести комплекс вычислительных экспериментов по исследованию влияния вскипания смазочной жидкости на работоспособность и динамику подшипников скольжения;

• выполнить экспериментальные исследования с целью проверки адекватности разработанной математической модели реальному объекту и

поиска новых закономерностей работы подшипников скольжения при смазке кипящими жидкостями;

• на основе полученной информации разработать рекомендации по проектированию парожидкостных подшипников скольжения и новые конструкции опор роторов высокоскоростных турбомашин.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА:

1 .Разработаны математическая модель, методы и программы расчета полей давления и гидродинамических сил парожидкостного смазочного слоя с учетом нестационарного положения вала в подшипнике.

2.Разработана динамическая модель подшипника скольжения с паро-жидкостной смазкой, позволяющая определить траектории движения центра опорной части вала, коэффициенты жесткости и демпфирования, амплитудно-частотные характеристики и границы устойчивости вращения ротора.

3.Раскрыта и доказана сущность механизма возникновения и развития вихревых движений шейки вала в условиях вскипания смазки. Предложена методика расчета коэффициентов турбулентности для двухфазных течений смазочного материала в радиальном зазоре подшипника скольжения с учетом степени паросодержания.

4.Опытным путем обнаружено и теоретически доказано влияние критических течений смазочного материала в дроссельных устройствах подшипника на несущую способность, расход смазочного материала, колебания и устойчивость ГСДП, а также предложен способ расчета гидродинамических сил парожидкостного слоя с учетом этого эффекта.

5.Разработаны и запатентованы конструкции высокоскоростных опорных узлов, позволяющие повысить надежность и ресурс, улучшить динамические характеристики быстроходных турбомашин.

Автор выносит на защиту следующие научные положения:

1. Теоретические основы расчета и динамическую модель подшипников скольжения с парожидкостной смазкой.

2. Результаты теоретических и экспериментальных исследований в виде закономерностей работы подшипников скольжения в условиях вскипания и двухфазного состояния смазочного материала; конструкции и рекомендации по проектированию опор скольжения высокоскоростных роторов.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. Теоретические зависимости, используемые в математической модели парожидкостного подшипника скольжения, базируются на фундаментальных законах, определяющих физические процессы сохранения, превращения и взаимосвязи.

Законы сохранения представлены уравнениями неразрывности, уравнениями Навье-Стокса (частный случай закона сохранения импульса) и уравнением баланса энергий. Уравнения неразрывности и Навье-Стокса в результате соответствующих преобразований приводятся к уравнению Рей-нольдса, записанному для двухмерного турбулентного течения вязкой сжимаемой двухфазной среды. Законы превращения в данной модели учитывают возможность и описывают механизм перехода из жидкого агрегатного состояния в газообразное в результате вскипания или паровой кавитации. Законы взаимосвязи представлены уравнениями состояния, а также информацией о зависимости термодинамических свойств от давления и температуры.

Расчет стационарных и динамических характеристик подшипников скольжения с парожидкостной смазкой основывается на определении полей давления в несущем слое. Оценка динамических свойств проводится на основании анализа траекторий движения центра опорной части ротора и коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя. Численная реализация задачи осуществлялась на ЭВМ с помощью разработанного пакета прикладных программ. Модельный физический эксперимент проводился с

использованием современной измерительной аппаратуры на специальном стенде.

ДОСТОВЕРНОСТЬ РЕЗУЛЬТАТОВ обеспечивается обоснованностью использованных теоретических зависимостей, допущений и ограничений, корректностью постановки задачи, применением рациональных математических методов и подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, полученными как лично автором, так и другими исследователями, а также положительным опытом внедрения полученных результатов.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Полученные в работе теоретические и экспериментальные результаты позволяют провести анализ возможностей рационального применения парожидкостных подшипников. Разработанный пакет прикладных программ дает возможность определить стационарные и динамические характеристики различных типов радиальных подшипников скольжения. Предложенная динамическая модель и методика расчета позволяют получить амплитудно-частотные характеристики, определить границы устойчивости и прогнозировать возникновение самовозбуждающихся колебаний системы "ротор-подшипник скольжения". Разработаны и запатентованы принципиально новые конструкции высокоскоростных опорных узлов турбомашин, повышающие ресурс и улучшающие динамические свойства. Результаты работы внедрены и используются при проектировании криогенных кислородных и водородных турбонасосных агрегатов длительного ресурса конструкторским бюро химического машиностроения им. A.M. Исаева, конструкторским бюро «Химав-томатика» и научно-производственным объединением «Энергомаш».

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Всесоюзной научно-технической конференции "Обеспечение надежности узлов т