Оптимизация характеристик системы ротор-опоры свободной турбины НК-14СТ с учетом статических и динамических свойств Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.438

ОПТИМИЗАЦИЯ ХАРАКТЕРИСТИК СИСТЕМЫ РОТОР-ОПОРЫ СВОБОДНОЙ ТУРБИНЫ НК-14СТ С УЧЕТОМ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ

© 2009 К. Н. Чаадаев, Д. К.Новиков Самарский государственный аэрокосмический университет

Рассмотрены проблемы выбора опор для модернизации свободной турбины, расчета и оптимизации рабочих характеристик подшипников скольжения. Составлены дифференциальные уравнения движения ротора с учетом его конструктивных особенностей. Приведены результаты расчета вынужденных колебаний системы и дан анализ целесообразности модернизации опор свободной турбины.

Аппарат газоперекачивающий, турбина свободная, модернизация, подшипники скольжения, оптимизация рабочих характеристик, динамика ротора

В настоящее время широкое применение нашли газоперекачивающие агрегаты (ГПА), выполненные с применением в качестве привода конвертированных ГТД. Один из примеров таких ГПА - семейство приводов НК-14СТ ОАО «СКБМ», выполненных на базе авиационного двигателя НК-12.

Одно из основных требований к авиационным приводам со стороны ГАЗПРОМа -это повышенный ресурс. Значительным условием обеспечения заданного ресурса ГПА является уровень вибрации при вынужденных колебаниях валов. Штатная конструкция узла свободной турбины (СТ) весьма чувствительна к изменениям дисбаланса, которые могут возникнуть в процессе сборки и эксплуатации. Это было подтверждено стендовыми испытаниями и эксплуатацией ГТД. Мероприятия по устранению повышенной вибрации, сводящиеся к увеличению точности изготовления дисков и вала СТ, а также точности и качества балансировки, не всегда дают желаемый результат. Для кардинального увеличения жизненного цикла ГПА предлагается смена традиционно применяемых в авиации подшипников качения в опорах СТ. Альтернативным вариантом опор могут стать широко распространенные в энергетическом машиностроении опоры скольжения, имеющие высокий ресурс. Поэтому в статье рассматривается возможность использования в качестве опор подшипников скольжения.

Расчет радиальных опор

При расчете подшипников в процессе их проектирования обычно задают общую нагрузку на подшипник W и скорость вращения вала, а также оговаривают сорт масла и его температуру в системе маслоснабже-

ния. Диаметр шейки вала d, длину і рабочей части вкладыша задают конструктивно. Они не относятся к числу величин, которыми можно варьировать в широких пределах. Для определения нагрузки составим расчетную схему ротора СТ (рис. 1).

Рр Ад

(Іп

! с-202,5

\: \ \ г г г г і

1465 Ы50

Рис. 1. Расчетная схема ротора СТ

Усилия на передний подшипник, исходя из максимального нагружения опоры, определяем по формуле

RA = Q ■ (Fl + F2), где

и К П К f(b + і)2 f • d2 ~ ,

(a + Ь + I) + G2 (Ь + I) +-------------------------Gcв * d

і

постоянная нагрузка от веса (где 01 = 860 Н -вес рабочего колеса первой ступени турбины; 02 = 930 Н- вес рабочего колеса второй ступени турбины; / = 1120 Н/м - равномерно распределенная нагрузка от веса вала СТ; Осв = 110 Н - вес соединительного вала; а, Ь, й, I - расстояния, взятые из расчетной схемы);

РТ (с +1) + Рв ■ й

F2 =

- вращающаяся нагрузка

от дисбаланса (р = ^ п

- дисбалансная

&

і

нагрузка от неуравновешенности колес турбины, где Б1 = 0,5 ■ 10-2 Нм - максимальная ожидаемая разбалансировка двух колес турбины; п = 890 рад/с - максимальная угловая скорость вращения ротора СТ; g - ускорение

свободного падения, р = ^2 п - дисба-

1 В

g

лансная нагрузка от неуравновешенности трансмиссии, Б2 = 0,19-10" Н-м - суммарный дисбаланс втулки и трансмиссии; с - расстояние, взятое из расчетной схемы);

Q = 0,78 - коэффициент, определяемый по

отношению ^ [1].

(*1 + ^)

Составляя аналогично уравнение для поиска ЯВ, решаем задачу определения исходных нагрузок на подшипники скольжения. После подстановки всех данных получаем для реакций опор:

Ял = щ = 7363 Н; ЯВ = Щ2 = 4081 Н.

В качестве радиальных опор выбираем подшипники скольжения с самоустанавли-вающимися вкладышами (ПССВ), имеющими ряд преимуществ сравнительно с традиционными подшипниками с неподвижными вкладышами. Такие опоры не только не способны возбуждать и поддерживать автоколебания быстровращающихся роторов на смазочной пленке, но и обладают высокими стабилизирующими свойствами, в ряде случаев позволяющими преодолеть неустойчивость, вызываемую внешними циркуляционными силами. Кроме того, они способны компенсировать перекосы вала, обладают меньшими потерями на трение при индивидуальном маслоснабжении вкладышей. В турбостроении применяют подшипники с шестью, пятью или с четырьмя вкладышами (рис.2).

а б в

Рис. 2. Схемы подшипников с самоустанавливаю-щимися вкладышами: с четырьмя(а); пятью (б) и шестью (в) вкладышами

Рассмотрим подшипник с самоустанав-ливающимися вкладышами (рис.3) и его основные характеристики.

Рис. 3. Расчетная схема подшипника с самоустанавливающимися вкладышами

Расположение шарниров относительно входной кромки вкладыша характеризуется коэффициентом пк = ук/ак ( ук - угол расположения шарнира вкладыша, ак - угол охвата вкладыша), а смещение центра кривизны каждого вкладыша относительно центра подшипника характеризуется коэффициентом формы тк = ек/Як - Я-ек , где ек = ООк - смещение центра кривизны вкладыша относительно центра подшипника; Як

- радиус расточки вкладыша; Я - радиус шейка вала. Важным параметром является относительная длина подшипника 1 = ¡/ё.

При определении основных конструктивных и эксплуатационных параметров подшипника [2] основную роль играют тепловыделение и теплоотвод, которыми характеризуется средняя температура смазочного слоя и соответствующая ей средняя по слою вязкость масла. Поэтому при расчете подшипника нахождению рабочих параметров предшествует тепловой расчет подшипника,

проводимыи в несколько итерации для достижения теплового баланса:

CP ) mCP ,

где mCP - динамическая вязкость смазки при произвольно выбранной начальной среднеИ температуре смазочного слоя, Па-с; m(tCP )-динамическая вязкость смазки при среднеИ расчетной температуре.

После завершения итерационного процесса определяют номинальный расход смазки, м3/с:

y l -d2 w

Q =

qBXk ,

4 ' ^ к=1

где двхк - коэффициент расхода смазки на входной кромке к-го вкладыша - находят линейной интерполяцией данных из табл.1-5 [2] по виду подшипника и значению коэффициента нагруженности.

Потери мощности на трение, кВт:

N =

4 *y

k

k=1

Минимальная толщина смазочного слоя, мм:

d* 103 * У * hmin

H min =

2

где Итт - коэффициент безразмерной толщины смазочного слоя - находят линейной интерполяцией данных из табл.1-5 [2] по виду подшипника и значению коэффициента нагруженности.

Для минимизации переделок существующей конструкции опоры СТ из всего множества параметров при проведении оптимизации рабочих характеристик подшипников можно варьировать значения коэффициента Ук, угла ак, а также количество и

расположение вкладышей. Результаты проведенных при различных комбинациях параметров расчетов приведены в табл. 1-6.

Таблица 1 - Результаты расчетов (Vк=0,55; а=50; Х=0,б)

Подшипник s ^ср> °С Q, л/мин N, кВт Hмин, мм

передний 4 52,6 26,46 9 0,082

задний 4 51,6 26,7 8,16 0,1

передний 5 53,6 24,87 7,97 0,062

задний 5 52,5 24,87 7,5 0,08

передний 6 54,6 24,07 8,29 0,069

задний 6 53,1 24,1 7,77 0,087

Таблица 2 - Результаты расчетов (vk=0,55; а=60; Х=0,6)

Подшипник s tср, °С Q, л/мин N, кВт Hмин, мм

передний 4 52,6 26,46 9 0,082

задний 4 51,6 26,7 8,16 0,1

передний 5 53,6 24,87 7,97 0,062

задний 5 52,5 24,87 7,5 0,08

Таблица 3 - Результаты расчетов (vk=0,65; а=60; Х=0,6)

Подшипник s tср, °С Q, л/мин N, кВт Hmu^ мм

передний 4 48,8 30,95 9,54 0,072

задний 4 48,3 31 9,1 0,085

передний 5 48,6 29 9,55 0,058

задний 5 48,2 29,1 9,16 0,071

Таблица 4 - Результаты расчетов (vk=0,65; а=50; Х=0,6)

Подшипник s tср, °С Q, л/мин N, кВт Hmu^ мм

передний 4 48,8 30,95 9,86 0,069

задний 4 48,3 31,02 9,09 0,085

передний 5 48,7 29,08 9,51 0,057

задний 5 48,2 29,1 9,16 0,071

передний 6 48,7 27,84 10,2 0,061

задний 6 48,2 27,83 9,81 0,073

Таблица 5 - Результаты расчетов (s = 4; а=70; Х=0,6)

Подшипник Vk tср, °С Q, л/мин N, кВт Hmu^ мм

передний 0,55 52,6 26,46 9 0,082

задний 0,55 51,6 26,7 8,16 0,1

передний 0,65 48,8 30,95 9,54 0,072

задний 0,65 48,3 31 9,1 0,085

Таблица 6 - Результаты расчетов (s = 4; а=80; Х=0,6)

Подшипник Vk tср, °С Q, л/мин N, кВт Hmu^ мм

передний 0,55 52,6 26,46 9 0,082

задний 0,55 51,6 26,7 8,16 0,1

передний 0,65 48,8 30,95 9,54 0,072

задний 0,65 48,3 31 9,1 0,085

Проводя анализ полученных рабочих характеристик подшипников, делаем следующие выводы:

1.Угол вкладыша ак не влияет на характеристики подшипников;

2. Коэффициент относительного расположения шарнира пк при своем увеличении

дает снижение средней температуры (положительный эффект) и увеличение расхода масла (отрицательный эффект);

3. Увеличение количества вкладышей не имеет ярко выраженных отрицательных и положительных эффектов и должно рассматриваться с точки зрения конструктивной сложности;

4. Рассмотрение рабочих характеристик подшипников целесообразнее проводить совместно с их динамическими параметрами.

Расчет осевой опоры

Проектирование упорного подшипника скольжения начинаем с определения нагрузок на него. Для этого составим расчетную схему ротора СТ (рис.4). Исходные данные для вычисления осевой силы взяты из газодинамического расчета двигателя НК-14СТ-10, а распределение статических давлений р по тракту турбины получено по результатам расчета характеристик турбины на среднем диаметре.

Площадь контрольного участка

Р] = К ^МАХ г ^МШ г ) .

Осевое усилие на участке (с учетом

знака)

Р = Р - Р

1 осг 1 г 1 г •

Суммарное осевое усилие

16

ос г

г=1

Произведя необходимые вычисления и подстановки, получаем осевую силу, действующую на ротор СТ двигателя НК-14СТ-

Для снижения осевой силы на двигателе предусмотрена разгрузочная полость, в которую подается воздух из ресивера картера турбины. Требуемое давление в разгрузочной полости обеспечивается дросселирующей шайбой. По статистике испытаний серийных двигателей НК-14СТ можно обеспечить на номинальном режиме величину осевой силы не более 18кН. Наличие разгрузочной полости на серийных двигателях диктовалось необходимостью снижения чрезмерной осевой силы для увеличения долговечности шарикового радиально-упорного подшипника А176130Р2. В нашем случае при проектировании упорного подшипника скольжения целесообразно проводить расчеты на полное осевое усилие, что позволит отказаться от системы разгрузки и тем самым упростит изделие в целом.

Надежность работы осевого подшипника зависит от осевого усилия, а также от конструктивных особенностей и организации маслоснабжения. Среди конструктивных факторов, определяющих несущую способность осевого подшипника, важнейшими являются устройство колодок, вид опоры и ее положение по длине колодки, распределение нагрузок по колодкам и материал колодки. Кроме того, конструкция осевого подшипника должна обеспечивать распределение нагрузки на все колодки с учетом возможного отклонения гребня во время работы от положения его в состоянии покоя. В турбоагрегатах для этого чаще всего применяют подшипники с известной рычажной уравнительной системой Кингсбери.

Так же, как и в радиальных опорах, осевой подшипник работает в условиях, когда становится существенной теплопередача из слоя смазки в упорный гребень и колодки [3]. Расчет осевого подшипника начинается определением динамической вязкости масла:

т = / б,),

где т - динамическая вязкость смазки при начальной температуре (, смазочного слоя;

Масштабное давление, Па:

Ро =

с • р • т • Вс' о

10, Ре = Ж = 63,9 кН .

4-1 •Б

смаз

где Ос = 0,5(Д + В 2) - средний диаметр колодки, м (В1 - внутренний диаметр колодки, В 2 - наружный диаметр колодки); С,

Дж/(кг-°С), - удельная теплоемкость смазки; р, кг/м3, - плотность смазки при tCP ; 1смаз,

Вт/(м-°С), - коэффициент теплопроводности смазки; Б - безразмерный коэффициент зависящий от условий работы и отношения ¡¡Ъ (Ъ = 0,5(D2 -D1) - длина колодки, м; l = (0,5-в ■ DC)-(0,05-в • DC) - средняя ширина колодки, м; в, рад, - угол раствора колодки).

Вычитаемое в формуле определения l называется длиной заходного скоса ¡1. Ее введение в конструкцию колодки исключает завихрения масла на входе в клин, местные понижения давления и застойные зоны перед колодкой, что приводит к улучшению температурного режима всей колодки.

Коэффициент нагруженности в данном случае имеет вид W

z =—W—,

w•n-i-b• m где n - количество колодок.

Коэффициент потерь в смазочном слое X, коэффициент расхода через входную кромку qBX, характеристическое число подшипника A - определяются по таблицам 2830 [3] по коэффициенту нагруженности в зависимости от параметра Б и коэффициента уклона колодки ßh = 2,5...3,5.

Минимальная толщина смазочного слоя, м:

h . = — -min n

ßh

m-а -l-DC

N = DC а

І 2 АРо Г идродинамические потери, кВт:

Л -I2 -п-X .

Дисковые потери, кВт:

Ыв = 1,173-10-6 -р-ю3 -£>С(£>с + 5Н0), где Н 0 - толщина основания колодки, м.

Суммарные потери, кВт:

Nг = N + Ыв . з

Полный расход смазки, м/с:

Q = 0,5БІ I -ю -п- дБХ.

Как и для радиальных опор, при проведении оптимизации рабочих характеристик подшипников можно подбирать значения коэффициента уклона колодки /Зк, количество колодок п = 8...12 и угол раствора колодки в.

Результаты проведенных при различных комбинациях параметров расчетов представлены в табл. 7:

Таблица 7 - Результаты расчетов осевого подшипника

n tСР ,0 С Q, л мин N, кВт H min, мм

ßh = 2,5; в = 2п/9

8 54,2 52,Зб 5З 0,049

ßh = 2,5 ; в = n б

10 52,б б9,9 З7 0,04

ßh = З ; в = n б

10 52 8З,89 52,89 0,0З9

Проводя анализ полученных рабочих характеристик подшипника, делаем следующие выводы:

1. Угол колодки при своем увеличении приводит к существенному росту расхода смазки.

2. С возрастанием коэффициента уклона колодки происходит незначительное снижение средней температуры (положительный эффект) и увеличение расхода масла (отрицательный эффект).

3. Увеличение количества колодок приводит к ухудшению всех рабочих параметров.

4. Применение системы разгрузки от осевых сил нецелесообразно в силу полученной при всех расчетах на PS= W = 63,9 кН незначительной величины коэффициента на-груженности (на нижней границе допустимых значений для турбомашин [3]). Попытка работы с учетом этой системы может привести к существенной разгрузке отдельных колодок и возникновению автоколебаний (потеря устойчивости и осевая вибрация), что объясняется наличием погрешностей изготовления и эксплуатации.

Динамика ротора на ПССВ

Исследование динамики ротора СТ позволяет провести оптимизацию рабочих характеристик ПССВ с точки зрения их влияния на поведение системы «ротор - подшипники» при эксплуатации. Кроме этого, исследование вводит в рассмотрение динамические характеристики ПССВ, которые помогают проходить области повышенной вибрации при вынужденных колебаниях ро-

тора [4], выполняя роль упругодемпферных элементов.

Составим новую расчетную схему (рис.5).

(1)

О Z

Рис. 5. Расчетная схема динамики ротора СТ

В общем случае вынужденные колебания зависят от дисбаланса, гидродинамических сил масляного слоя подшипников и газового потока. Введя допущение о равномерности поля давлений газового потока в тракте турбины, можно исключить его из возмущающих факторов.

Для описания движения жесткого ротора требуется шесть степеней свободы. Уравнения движения ротора могут быть выражены через смещения и углы поворота центра масс ротора или через смещения х, у, ъ двух подшипников [5].

Рассмотрим малые колебания ротора (рис.5) около положения равновесия. Неподвижную систему координат хуъ выбираем так, чтобы ее начало совпало с левой опорой в положении равновесия. Вводим допущения: смещения подшипников малы, угловая скорость ротора постоянна и ротор не имеет осевых перемещений.

Дадим ротору произвольное смещение. Координаты правой опоры обозначим х] и у], координаты левой опоры Х2 и у2, координаты центра тяжести хс и ус. Вал рассматривается как абсолютно жесткое тело. Угол между проекцией оси ротора на плоскость уг и осью 2 назовем а2; угол между осью ротора и ее проекцией на плоскость хг обозначим а].

Выразим координаты центра тяжести и углы через независимые координаты хі, у], Х2, У2:

1 2 L L. Х2

хс — x. • — + х2 • —; a. =—-1;

C 1 L 2 L 1 L

У — У L^ + y LL • a — y2 ~ yi

— L L 2 — L

Если обозначить через х и у координаты точки геометрической оси ротора, лежащей на пересечении этой оси с плоскостью, перпендикулярной к оси вращения и проходящей через центр тяжести ротора, то координаты центра тяжести будут: xC — X + e • cos at; yC — y + e •sin at,

где е - эксцентриситет.

На основании теоремы о движении центра инерции [6] можно написать два дифференциальных уравнения:

М • Xc — FBX1 + FBX 2; М • Ус — FBy 1 + FBy 2, где FBX j, FBX 2, FBY1, Fby 2 - составляющие усилия по осям x и y в подшипниках 1-й и 2-й опор; М - масса ротора СТ.

Подставив найденные значения хс и

ус в дифференциальные уравнения, получим:

М • X — FBX1 + FBX2 + Mea o cos at;

M •y — FBY1 + Fby 2 + Mea2 sin at.

Последние слагаемые в правой части уравнений характеризуют влияние неуравновешенных масс, поэтому можем записать: M •X — FBX j + FBX 2 + SmRa2 cosat +

+Sm2R2a2 cos(at + f);

M • у — Fby 1 + Fby2 + 8m1 R1a2 sin at

(2)

(3)

+ 5ш2Я2ю 2 8т(о^ + р), где 8т1,8т1- массы балансировочных грузиков в плоскостях коррекции, Я] и Я2 - радиальные смещения грузиков, р - угловое смещение плоскостей коррекции.

Переходим к составлению дифференциальных уравнений малых колебаний ротора вокруг главных центральных осей инерции. Главные моменты количеств движения системы с точностью до малых величин первого порядка малости включительно будут:

Ъх = +1рф&2;

= /Та2 — /рФах;

= /ра,

где /р - полярный момент инерции относительно центра массы ротора, /Т - попереч-

ныи момент инерции относительно центра массы ротора.

Главные моменты внешних сил относительно осеИ, проведенных через центр инерции, находятся по следующим соотношениям (рис.5):

£ mcx (Fk ) = L2FBX2 — L1FBX1 + dmiPiRiW x

x cos wt + dm2 p2 R2w2 cos(wt + f);

£ mcy (Fk ) = L2FBY2 — L1FBY1 + dmiPiRiW x

xsin wt + dm2p2R2w2 sin(wt + f);

£ ma (Fe) = 0,

где Pj и p2 - осевые расстояния между центром масс ротора и плоскостями коррекции.

Используя теорему об изменении главного момента количеств движения в относительном движении по отношению к центру инерции [6], получаем:

I a + I wa = L F — LF +

±TU, 1 -Г 1 pw ±-/21 BX2 ±Л1 BX1 ~

+8mlplRlw2 coswt +

+Sm2p2R2w2 cos(wt + f);

ITa2 — Ipwa\ — L2FBY 2 — L1FBY1

(4)

(5)

+8mlplR1w sin wt +

+8m2 p2 R2w2 sin(wt + f).

Уравнения (2) - (5) описывают малые колебания ротора. Если не учитывать угловое смещение опоры, то для описания усилий в неИ потребуются четыре коэффициента жесткости и четыре коэффициента демпфирования:

FBXi = — [AxÁz + DixyyBi + CixxXBi + СтхуУBi ]

■ (6)

FBYi = — \_DiyyyBi + DiyxXBi + CiyyyBi + CiyxXBi ]

где i = 1,2 , Dixx, Dtyy - прямые, а Dixy , Dyx -

перекрестные коэффициенты демпфирования опор; Ctxy, Cyx- пеPекPестные, а Ctxx, Ctyy-

прямые коэффициенты жесткости опор; xBi , yBi - смещения подшипников.

Коэффициенты жесткости и демпфирования зависят от относительного эксцентриситета, относительной длины подшипника, коэффициентов формы вкладыша и расположения шарнира [2]. Жесткость вкладышей значительно больше, чем жесткости и коэффициенты демпфирования опоры, поэтому можем пренебречь относительными смеще-

ниями подшипников. Абсолютные величины смещений ротора xi равны абсолютным величинам смещений подшипника xBi.

Подставляя соотношения (1),(6) в выражения (2) - (5), получим линеаризованные уравнения движения жесткого ротора с четырьмя степенями свободы на упругих опорах с демпфированием, стационарное решение которых ищем в виде прямой синхронной прецессии:

xi = xci cos wt + xsi sin wt

y = ycl cos wt + ysl sin wt где xci, xsi, yci, ysi - амплитуды вынужденных колебаний.

Приравнивая коэффициенты при sinwt и coswt, получим матричное уравнение 8-го порядка [5]:

Xc1 dmRa:2 + dm2R2m2 cos j

Xs1 — dm2R2m2 sin j

Xc2 dm2R2m2 sin j

Xs2 dm1R1m2 + dm2R2w2 cos j

Ус1 Sm1p1R1m2 + dm2p2R2m2 cos j

Ул — dm2p2R2m2 sin j

Ус2 dm2p2R2m2 sin j

3s2 . dm1p1R1rn2 + dm2p2R2m2 cos j

где ЛП...Л88- коэффициенты, определяемые упругоинерционными свойствами роторной системы. Стационарное решение имеет вид

X = \Хг I - Ухг ); Уг = У I 8Ш(©* - Ууг X

где |х, | = т[х

1x1, + X2.

л/з

Ух. — arctg

У

Vyi — arctg

— V yci + y2¿

'Ус

По изложенной выше методике с использованием данных справочника [2] были проведены расчеты АЧХ ротора СТ, усилий передаваемых на корпус и коэффициента передачи усилий от дисбаланса. Результаты проведенных при различных комбинациях параметров ПССВ расчетов и замеры на рабочей частоте вращения приведены в табл. 8-12.

Проводя анализ результатов динамики, делаем следующие выводы:

1.При изменении угла вкладыша ак происходит рост амплитуды колебаний и увеличение коэффициента передачи усилий независимо от количества вкладышей.

Ап A21

18

A A 21 22

11

X

X

Таблица 8 - Результаты расчетов (V=0,55; а=50; 1=0,6)

Подшипник

передний

заднии

А, мм

0,051

К, кН

"422

0,75

К

0,679

0,194

/

/

500 — правая —- левая опора

1500 2000 о 500

Частота вращения ротора, рад/с

1500 2000

передний

заднии

й 0,08 § 0,06

I 0,04 І 0.02

Л

/\ ; \ /

1 /

0,055

0,021

2,13

1,62

0,343

0,419

) 500 1000

— правая опора —- левая опора

1500 2000 о 50

Частота вращения ротора, рад/с

1000 1500

Таблица 9 - Результаты расчетов (Vи=0,65; а=50; 1=0,6)

Таблица 10 - Результаты расчетов (Ук=0,55; а=60; 1=0,6)

Таблица 11- Результаты расчетов (V\=0,65; а=60; 1=0,6)

Подшипник передний

задний

А, мм К, кН

3,47

0,52

К

0,558

0,135

А

\

....

/ \ / \

500 1000

— правая опора Частота вращения ротора, радЛ

— левая опора а)

Таблица 12 - Результаты расчетов (б = 4; а=70; 1=0,6)

Подшипник передний задний

¡3 и,ие

I 0,06

| 0,04 В 0,02

VI,

"0,55 0,55

А, мм

0,057

0,009

/

( х

/ у

500 1 ООО

- правая опора ■ левая опора а)

1500 2000 о 500

Частота вращения ротора, рад/с

5

5

2. С ростом коэффициента относительного расположения шарнира ук амплитуда и коэффициент передачи усилий снижаются, что наиболее отчетливо проявляется у 4-вкладышного подшипника.

3. Сочетание малых значений ак (50о)

и больших значений ук (0,65) нежелательно из-за больших (до 0,2 мм) величин амплитуд при прохождении резонанса, что приводит к риску повреждения маслоотражательных колец подшипника (зазор 0,08 мм) и потери устойчивости.

4. Применение вкладышей с углом а к > 600 приводит к неприемлемому (больше единицы) уровню коэффициента передачи усилий.

Выводы

Анализ промежуточных выводов каждого раздела показал, что влияние одних и тех же параметров подшипников имеет различное, зачастую противоположное, влияние на статические и динамические свойства системы ротор - опоры. При выборе значений параметров подшипников динамическим свойствам, напрямую влияющим на работоспособность агрегата, необходимо предоставлять приоритет.

С учетом существующих на серийных СТ радиальных зазоров между ротором и статором (0,5 мм по лопаткам; 0,3 мм по лабиринтам газового тракта; 0,1 мм по лабиринтам масляной полости), сложности конструктивного исполнения и минимизации усилий, передаваемых подшипником на корпус - оптимальным сочетанием параметров является:

^ = 5; ук = 0,65; а = 60; Я = 0,6.

Эти же параметры обеспечивают и статические характеристики, близкие к оптимальным (по расходу масла и максимальной температуре смазки).

Упорный подшипник выбираем по минимальному расходу масла и высокой загруженности его колодок с параметрами рк = 2,5, п = 8 и в = 2 ж /9 . Суммарный

расход масла модернизированной таким образом СТ составит:

QS Qрадиал1 + Qрадиал 2 + Qосевой » 102 л .

Проведенные расчеты и анализ опор скольжения доказывают, что их применение

в СТ двигателя НК-14СТ целесообразно. Конструктивные доработки турбины при этом будут заключаться в разработке нового внутреннего корпуса опоры СТ и маслосис-темы под указанный расход.

Необходимо отметить, что расчет динамики ротора с учетом свойств ПССВ проводился в допущении абсолютной жесткости корпуса СТ. При использовании сварного корпуса серийной СТ (созданного по нормам авиадвигателестроения) это допущение может стать поводом для отдельного исследования.

Библиографический список

1. Бейзельман, А. Д. Подшипники качения: справочник/ А. Д. Бейзельман [и др.] - М.: Машиностроение, 1975. - 318с.

2. Воскресенский, В. А. Расчет и проектирование опор жидкостного трения: справочник/ В.А. Воскресенский, В.И. Дьяков, А.З. Зиле-М.: Машиностроение, 1983. - 232с.

3. Воскресенский, В. А. Расчет и проектирование опор скольжения (жидкостная смазка): справочник/ В. А. Воскресенский, В.И. Дьяков-М.: Машиностроение, 1980. - 224 с.

4. Кельзон, А. С. Динамика роторов в упругих опорах/ А.С. Кельзон, Ю.П. Циман-ский, В.И. Яковлев- М.: Наука, 1982. - 280с.

5. Гантер, Е.А. Влияние упругих опор качения на реакции, вызванные дисбалансом ротора. Ч. 1. Анализ линейной задачи/ Е.А. Гантер // Проблемы трения и смазки. -1970. -№1. - С.69—86.

6. Бать, М.И. Теоретическая механика в примерах и задачах. Т.2/ М.И. Бать, Г.Ю. Джанелидзе, А.С. Кельзон- М.: Наука, 1968.

- 560с.

References

1. Beizelman A.D. and others. Ball bearings. Reference book. Moscow: “Mashinosroe-nie”, 1975.

2. Voskresensky V.A., D’ykov V.I., Zile A.Z. Design of liquid friction support. Reference book. Moscow: “Mashinosroenie”, 1983.

3. Voskresensky V.A., D’ykov V.I. Slide bearings design (liquid friction). Reference book. Moscow: “Mashinosroenie”, 1980.

4. Kelzon A.S., Zimansky U.P. Yakovlev V.I. Rotor dynamics on elastic supports. Moscow: “Nauka”, 1982.

5. Gunter E.A. Influence elastic ball bear- 6. But V.I., Djanelidze G.U., Kelzon A.S. ings support to the reactions of the rotor.// Prob- Theory mechanics in examples and tasks. Mos-lemi treniy i smazki. - 1970. №1 cow: “Nauka”, 1968.

OPTIMIZATION CHARACTERISTICS OF ROTOR-SUPPORT SYSTEM FROM NK-14ST FREE POWER TURBINE WITH CONSIDER STATICS AND DYNAMICS PROPERTYS

© 2009 K. N. Chaadaev, D. K.Novikov Samara State Aerospace University

Issues of choosing supports for modernizing free power turbines, calculations and optimization of working characteristics of slide bearings are analyzed. The differential equations of rotor motion regarding its design features are presented. The results of the calculations of forced oscillations upon the system are shown and an analysis of the feasibility of improving the support of a free power turbine is given.

Gas transport machine, power turbine, supports modernization, slide bearings, optimization of working characteristics, rotor dynamics

Информация об авторах

Чаадаев Константин Николаевич, ассистент кафедры Конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов Самарского государственного аэрокосмического университета. Е-mail: sekaku@mail.ru. Тел. (846) 267-46-75. Область научных интересов: динамика турбомашин на электромагнитных подшипниках и подшипниках скольжения.

Новиков Дмитрий Константинович, доктор технических наук, профессор кафедры Конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов Самарского государственного аэрокосмического университета. Тел. (846) 267-46-75. Е-mail: novi-

kovdk_ssau@mail.ru. Область научных интересов: Разработка конструкции и методология проектирования ГДД, торцовые бесконтактные уплотнения, динамика роторов.

Chaadaev Konstantin Nikolaevich, assistant of Aerospace Engines Design Department of Samara State Aerospace University. Phone: (846) 267-46-75. E-mail: sekaku@mail.ru. Area of research: dynamics of rotors on the slide bearings.

Novikov Dmitry Konstantinovich, Doctor of Engineering Science professor of Aerospace University Department of Samara State «Aircraft Engine Design». Phone: (862) 267-46-77. E-mail: novikovdk_ssau@mail.ru. Area of research: squeeze film dampers.