CC BY
68
Библиографический список
1. Сергеев С.А. Повышение эффективности автоматизированного проектирования цепных муфт на основе создания их математической модели: дис. ... канд. техн. наук / Сергеев С. А. - М., 2007. - 215 с.
2. Свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ №2006613694 Российская Федерация. Система автоматизированных инженерных расчетов цепных муфт / Учаев П.Н., Емельянов С.Г., Сергеев С.А.; заявитель и патентообладатель Курск.ГТУ. - Зарегистрир. в Реестре прогр. для ЭВМ 24.10.2006.
3. Свидетельство об официальной регистраии программы для ЭВМ №2007612399 Российская Федерация. Автоматизированный контрол степени изнашивания зубьев звездочек / Учаев П.Н., Емельянов С.Г., Сергеев С.А.; завитель и патентообладатель Курск.ГТУ. - Зарегистрир. в Реестре прогр. для ЭВМ 07.06.2007.
4. Пат. №55059 Российская Федбеация, МПК F16D 3/54. Звездочка цепной муфты / Учаев П.Н., Емельянов С.Г., Сергеев С.А.; заявитель и патентообладатель Курск.ГТУ. - №2006107594/22; заявл. 10.03.2006; опубл.
27.07.2006 Бюл. №21. - 3 с.: и.
5. Пат. №55905 Российска Федерация, МПК F16D 3/54. Цепная муфта/ Учаев П.Н., Емельянов С.Г., Сергеев С.А.; завитель и патентообладатель Курск.ГТУ. - №2006110055/22; заявл. 28.03.2006; опубл.
27.08.2006 Бюл. №28. - 4 с.: и.
6. Пат. №60157 Российская Федбеация, МПК F16D 3/54. Комбинированная упруго-цепная муфта / Учаев П.Н., Емельянов С.Г., Сергеев С.А.; завитель и патентообладатель Курск.ГТУ. - №2006110740/22; заявл. 03.03.2006; опубл. 10.01.2007 Бюл. №1. - 4 с.: и.
Получено 17.01.08.
УДК 621.822.5+621.822.6
Л.А. Савин, А.М. Анохин, С.В. Майоров (Орел, ОрелГТУ)
ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ
Рассмотрено решение проблемы по обеспечению работоспособности опор жидкостного трения роторов насосных агрегатов для перекачки маловязких нефтепродуктов. Предложены математические модели расчета несущей способности гидродинамических подшипников с осевой подачей давлений и гибридных гидростатодинамических подшииннкоя с точечными питающими камерами.
Роторные насосы получили широкое распространение в нефттной промышленности, авиации, водном транспорте. Он преднаначены для
перекачивания широкого спектра нефтепродуктов. Повышение конкурентоспособности современных насосов требует улучшения покаателей работоспособности отдельных элементов. В роторных насосах одним из основных элементов, определяющих работоспособность всей машины, является опорный узел. В качестве опор насосных агрегатов применяются как подшипники качения, так и подшипники скольжения. Особенностью роторных насосов на подшипниках скольжения является то, что все тущие-ся поверхности насоса омываются перекачиваемой жидкостью, смазывающие свойства которой приобретают в связи с этим важное значение для подшипников скольжения и ддугих деталей насоса.
Как покаала практика испытаний роторных насосных агрегатов, перекачивание насосными установками маловязкдх жидкостей, например, дизельных топив, влечет за собой дополнительные тебования к рабочим узлам и опорам валов. Это привело к необходимости исследования работоспособности опоо пи смаывании их рабочими жидкостями с невысокими смаывающими способностями.
Анализ констукций насосных агрегатов для пееекачивания нефтепродуктов показывает, что их надежность, долговечность, массогабариты и коэффициент полезного действия (КПД) во многом завися от характеристик опорных узлов. Опоры насосных агрегатов должны удовлетворять следующим предъявляемым тебованиям: иметь достаточные грузоподъемность и быстоходность; минимальное тение и износ рабочих поверхностей; расходовать малое количество смаочно-охлаждающего материла. В наиболее полной мере этим тебованиям отвечают подшипники скольжения, обладающие хорошей демпфирующей способностью, практически неограниченной предельной быстоходностью и ресурсом.
В качестве опор шестеренного насосного агрегата (рис. 1) использованы гидродинамические подшипники.
Рис. 1. Шестеренный насос: 1-подшипники; 2,3-полости высокого
и низкого давлений
К особенностям работы подшипников скольжения роторов насосных агрегатов можно отнести следующие: смака и охлаждение осуществляются, как правило, основными рабочими телами путем их отбола из гидравлического такта; малая вязкость и сжимаемость рабочих жидкостей
снижают действие гидродинамических и гидростатических эффектов в создании несущей способности; опооы являются сложно нагруженными узлами. Подача смазочного материала в рабочую зону подшипников осуществляется из полости на выходе из напорной полости высокого давления через распределительные коллекторы. Из зоны слива рабочее тело снова поступает в насос, что обеспечивает непрерывный цикл смазки опор.
Конструкции современных насосных агрегатов подразумевают использование для смазки и охлаждения опор основных рабочих тел маши. Такое конструктивное решение позволяет отаазаться от целой автономной смазочной системы, что повышает коэффициент полезного действия насосных агрегатов и понижает их стоимость. Малые радиальные зазоры, силовые и температурные деформации элементов ротoрно-oпoрнoго уза, износ на режимах пуска и останова затрудняют применение гидродинамических подшипников. Приемлемым окзывается использование в насосных агрегатах га дроста то динамических подшипников, в которых присутствуют особенности гиддостатических и гидродинамических подшипников скольжения [2]. К преимуществам этих опор следует отнести наличие несущей способности при отсутствии движения ротора, большие радиальные зазоры и малые относительные эксцентриситеты, отсутствие износа на режимах пуска и останова, высокую надежность и практически неограниченный ресурс.
На производстве расчет подшипников скольжения сводится к подбору посадки в соответствии с рекомендациями. Поэтому возникет необходимость совершенствования методик расчета подшипниковых узлов насосных агрегатов пи помощи программного обеспечения. Для расчета характеристик ротооно-опорных узлов с подшипникми скольжения и поведения серии вычислительных экспериментов по определению влияния различных факторов на работоспособность роторной системы было разработано специальное программное обеспечение. Для проведения экспериментальных исследований разработанное программное обеспечение модифицировалось применительно к расчету гидродинамических и гидростатодинамических подшипников с точечными камерами. Необходимые теплофизические свойства дизельного топлива аппроксимировались аналитическими выражениями по методу наименьших квадратов.
На сегодняшний день существует достаточно большое количество справочной литературы, в которой данные (плотность р, вязкость j) приведены в табличной форме [1]. Это являетст удобным при проверке результатов, однако совершенно не приемлемо при проведении численных расчетов в связи с тем, что таблицы представляют собой дискретную структуру, являющуюся функцией одного или нескольких параметров. Для проведения вычислительных операций необходимо знать эти величины при любых давления и температурах.
Для устанения этого недостатка разумным является аппроксимация табличных данных, что позволяет получить относительно простые непрерывные аналитические зависимости в диапазоне изменения тeмпeрaтр-ры и давления [2]. Так, были найдены аналитические зависимости для физических свойств дизельного топлива и масла в виде функций давления и темпееатуры, которые представлены в таблице.
Теплофизические свойства дизельного топлива
Парамет Диапаон изменения температуры, К Аналитическая зависимость
Вязкость |Ы, Па-с Т=293 .„373 2,4479167-10“10Т4 -3,448125-10“7Т3 + + 1,824615521 - 10 4Т2 -4,30192983- 10 2Т + + 3,81774724
Плотность р, кг/м3 Т=293 ... 373 2,08333-10-Т3 -2,13482-10-Т2 + + 5,54501-10-Т -9333,3
Расчет характеристик ополных узлов проводился по методике изложенной в работе [2]. В этом случае необходимо решать систему уравнений гидродинамической теории смазки (уравнение Рейнольдса и уравнение баланса энергий) с различными краевыми условиями для выбранного типа подшипника [2]. Для решения указанной системы дифференциальных уравнений использовался разработанный авторами программный комплекс АнРоС.
Следует отметить, что при продольной подаче смазки в гидродинамических подшипниках возникает постоянная гидростатическая сила, обусловленная разностью гидравлических сопротивлений каналов в областях низких и высоких значений функции радиального заора [3]. Описанное явление наываетст эффектом Ломакина, для его учета предлагается следующий алголитм определения гидростатической еды. Разность гидростатически давлений по попетечному сечению подшипника обуславливается раличными потерями на тение в областях малых и высоких эксцентриситетов при дросселировании потока. Вследствие этого возникает цен-тридующа сила, действующа на вал в направлении, противоположном вектору эксцентисетета е.
Расчет гидр статической силы ^ велся по формуле
^ = крв,
где кр - коэффициент, зависящий от геометрии дросселирующего канала
перепада давлений и свойств рабочей жидкости [3].
К управляющим факторам, опрделяющим поведение исследуемого объекта подшипника, относятся как конструктивные и геометрические характеристики (тип, дина и диаметр, форма камер, заор и т.д.), так и рабочие параметы динамического прцесса (скооость вращения ротора со, плотность р и вязкость |ы смаочного материма, давление р0 и тeмпeлaтрра Т0 его подачи и другие параметы). В теоретическом исследовании проводились расчеты для гидродинамического (ГДП) и гадростатодинамического (ГСДП) подшипников скольжения с точечными камееами (рис. 2).
Программы расчета на ЭВМ преднаначены для определения стационарных и динамически характеристик га дростато динамических и гидродинамически подшипников в широком диапаоне изменения рабочих и геометрических параметов. Облгда определенной универсальностью, они позволяют провести расчет грузоподъемности, расхода смаоч-ного матееиаа, потерь мощности на трение и прокачку.
8000
х 5000 £
I»
«Е 4000
X
I 3000
5
| 2000
«Ф
>-
В юш
¿Г V ■т ►
- - ■# ¡а
1000 2000 3000 4000
Частота вращения, обШн - ■ 1 МПа — -ЗМПа —5 МПа
5000
4000
3500
3000
2500
2000
1500
1000
500
о
*0» ** а •>* »■
^ У' 4# к
**• *
ли*»
0 1000 2000 3000 4000 6000
Частота вращения, об/мии
б)
■1 МПа
-3 МПа
-5 МПа
Рис. 2. Зависимости грузоподъемности ГДП (а) и ГСДП (б) от частоты вращения при изменении давления подачи
На производственном объединении ОАО «Ливглдрoмaш» с участием авторов были произведены испытания шестееенного насосного агрегата с различными видами гидродинамических подшипников скольжения (рис. 3).
Рис. 3. Принципиальная схема испытательного стенда:
1 - привод; 2-испытуемый насос; 3-маномету; 4-пуеЪохуанителъный клапан; 5-дуоссель нагнетательного трубопровода; 6 - измерительное устройство (расходомер); 7 - бал; 8 - телмомету; 9 - фильтр;
10 - дроссель всасывающего трубопровода; 11 - манометр;
12 - теплообменник
Насосный агрегат испытывался с подшипниками из бронзы БрО10Ф1 и материала бронзаль гладкого и с маслорадаточными канавками. В производственных условиях были проведены стендовые испытания шестеренного насоса при ралдчных частотах вращения. В качестве перекачиваемой жидкости использовались нефть, масло и дизельное топливо. Стендовые испытания покаалд, что выше подача у насоса с подшипниками из материала бронзаль с маслорадаточными канавками, КПД у насоса с маслорадаточными канавками также выше, чем у насоса с гладкими подшипниками из материала бронзаль и бронза. А мощность при работе ниже у насоса с маслорадаточными канавками, чем у насоса с гладкими подшипниками из материла бронзаль и бронза. С увеличением частоты вращения подача перекачиваемой жидкости растет, прием характеристика при перекачивании дизельного топлива меньше, чем при перекачивании нефти и масла.
В результате проведенного исследования влияния рабочих и геометрических параметров на интегральные характеристики были выявлены следующие закономерности: изменение температуры смазочного слоя приводит к изменению значений плотности и вязкости, и соответственно интегральных характеристик. Вычислительный эксперимент покаал, что с увеличением частоты вращения ротора увеличивается грузоподъёмность и в гидродинамическом, и в гдцротатодинамическом подшипниках скольжения. Так, при использовании в качестве смазочного материала дизельного топлива увеличение температуры приводит к снижению грузоподъем-
ности на 9 % в ГДП, и на 7 % - в ГСДП. При увеличении давления смазочной жидкости в подшипнике скольжения с 1 до 2 МПа увеличиваете грузоподъёмность в ГСДП на 42 %, а в ГДП - на 12 %.Уменынение толщины смазочной плёнки с 50 до 25 мкм приводит к увеличению грузоподъемности в ГСДП в 2,8 раза, а в ГДП - в 1,1 раза.
Таким образом, одним из пееспективных направлений улучшения технических характеристик насосных агрегатов является использование в их конструкции в качестве опорных узлов роторов гидростатодинамических подшипников, смазываемых основными рабочими телами.
Библиографический список
1. ВаргафтикН.Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей / Н.Б. Варгафтик. - М.: Наука, 1972. - 720 с.
2. Савин Л.А. Моделирование роторных систем с опорами жидкостного трения / Л.А Сави, О.В. Соломин. - М.: Маілиностроене-1, 2006. - 444 с.
3. Мaрцинкoвcки В.А. Гидродинамика дросселирующих каналов / В.А. Марциковски. - Сумы: Изд-во Сумского госуниверситета, 202. -338 с.
Получено 17.01.08.
УДК 621.822.5+621.822.6
А.В. Корнаев, А.А. Попиков (Старый Оскол, СТИМИСиС),
Р.Н. Поляков (Орел, ОрелГТУ)
МЕТОД РАСЧЕТА ЭКВИВАЛЕНТНОЙ НАГРУЗКИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИ КОМБИНИРОВАННЫХ ОПОР ПРОКАТНЫХ СТАНОВ
Представлен метод расчета эквивалентной нагрузки и долговечности комбинированной опоры с разделением нагрузи, включающей в себя радиальный подшииник качення и подшипник жидкостного трения, работающей взеловиях переменных внешних воздействий.
Современные прокатные станы в большинстве своем работают по принциу непрерывной прокатки, т.е. метал может одновремено находиться во всех клетях непеывной групы. Поэтому клети непрерывного прокатного стана работают в широком диапазоне скоростей - от нескольких метров в секуну до нескольких десстков и сотен. Возникающие в ооаге де-
