Влияние угла установки обоймы лепесткового газодинамического подшипника на его работоспособность

Волков-Музылёв Владимир Валерьевич

УДК 621.822.1 doi: 10.18698/0536-1044-2023-10-64-70

Влияние угла установки обоймы лепесткового газодинамического подшипника на его работоспособность

В.В. Волков-Музылёв

Объединенный институт высоких температур РАН

Influence of the foil gas-dynamic bearing installation angle on its performance

V.V. Volkov-Muzylev

Joint Institute for High Temperatures of the Russian Academy of Sciences

Газодинамические подшипники получили широкое распространение в высокоскоростных турбомашинах малой мощности вследствие отсутствия сложной масляной системы, широкого диапазона рабочих температур, низкой стоимости, длительного межремонтного интервала и др. Благодаря таким достоинствам газодинамические подшипники применяют в передовых системах турбомашиностроения, включая аэрокосмическую и энергетическую промышленность. В настоящее время продолжаются разработки и исследования новых перспективных конструкций газодинамических подшипников. Одним из аспектов исследований является изучение работоспособности подшипниковых узлов при нерасчетных режимах. Рассмотрено влияние угла установки обоймы лепесткового газодинамического подшипника на его работоспособность при частоте вращения втулки 24 000 мин-1. Экспериментальное исследование выполнено на подшипниковом стенде, для которого спроектирована и создана специальная обойма, позволяющая создавать момент относительно центра подшипника. В результате исследования оптическим методом получены зависимости угла наклона обоймы и торцевого зазора от изгибающего момента.

Ключевые слова: газодинамический подшипник, лепестковый подшипник, вторичная жесткость, консольные балки, быстроходные установки, турбомашины

Gas-dynamic bearings are widely used in the high-speed low-power turbomachines due to their missing complex oil system, wide range of the operating temperatures, low cost, long overhaul intervals, etc. Due to these reasons, such bearings are introduced in the most advanced turbomachines systems, for example, in the aerospace and energy industries. Currently, design, development and research continues on the new promising gas-dynamic bearings of this type. One of the aspects in such research lies in studying the bearing units performance exposed to the off-design conditions. The paper considers the influence of the gas-dynamic foil bearing cartridge installation angle on its performance with a bearing sleeve rotating at the frequency of 24,000 min-1. The experimental study was carried out on a bearing bench, which was supported by a specially designed and created cartridge making it possible to create a moment relative to the bearing center. The study resulted in obtaining dependences of the cartridge inclination angle and the end gaps on the bending moment using the optical method.

Keywords: gas-dynamic bearing, foil bearing, secondary stiffness, cantilever beams, highspeed installations, turbo machines

Лепестковые газодинамические подшипники (ЛГП) получили широкое распространение в быстроходных установках малой мощности, где частота вращения ротора не позволяет применять подшипники качения и подшипники с жидкой смазкой [1, 2]. К таким установкам относятся турбокомпрессоры [3-5], турбодетан-деры [6-7], газотурбинные установки [8-10] и др. [11-13].

Достоинствами ЛГП являются такие эксплуатационные качества [14, 15], как использование газа рабочего цикла в качестве смазочного материала (что позволяет отказаться от применения сложных лубрикационных систем), увеличение несущей способности газового слоя с возрастанием скорости вращения роторной системы, низкое трение и тепловыделение и т. д.

Рассмотрим ЛГП с элементами вторичной жесткости [16, 17], включающий в себя пакеты антифрикционных и пружинных пластин с вырезами. Последние определяют геометрические характеристики отдельно стоящих консольных балок, что позволяет добиться переменной жесткости в окружном направлении и повышенной демпфирующей способности ЛГП [18].

Исследуем влияние угла установки обоймы ЛГП (непараллельность осей между обоймой и быстровращающейся втулкой подшипника) на его работоспособность.

Экспериментальный стенд. Исследование выполнено на специальном подшипниковом стенде, представляющем собой сварную раму 1, на которой установлены электропривод, частотный преобразователь, трансмиссия 3, обойма 6 с пакетами пластин и пружин и другое оборудование (рис. 1).

Рис. 1. Внешний вид подшипникового стенда

Частоту вращения ротора стенда, принятую равной 24 000 мин-1, поддерживал частотный преобразователь Hyundai N700E. В качестве электропривода использовали шпиндель ET80-2,5 с максимальным крутящим моментом 0,9 Н-м. Работоспособность ЛГП при постоянной частоте вращения и различных значениях угла наклона обоймы относительно втулки 7 оценивали с помощью динамометра сжатия-расширения МЕГЕОН 03005 (с диапазоном измерения 0,1...5,0 Н и разрешением 0,001 Н), соединенного с обоймой рычагом 5.

Создание непараллельности осей между обоймой и втулкой ЛГП влияет на газодинамику газового слоя и, соответственно, на газодинамический момент и показания динамометра. Поэтому за критерий несущей способности ЛГП принято возрастание силы на динамометре МЕГЕОН 03005 при неизменном моменте от действия радиальной силы, приложенной на определенном расстоянии вдоль штанги 8, создающей момент относительно центра обоймы.

Для испытаний использовали обойму с опорной поверхностью под пакеты пластин и пружин диаметром 32,6 мм. Диаметр втулки составлял 31,68 мм, толщина пластин с учетом антифрикционного покрытия — 0,13 мм, толщина пружин — 0,125 мм, толщина регулировочных пластин — 0,02 и 0,03 мм при первом и втором испытании соответственно.

Получены следующие конструктивные значения свободного хода комплектов пластин до опорной поверхности обоймы ЛГП:

• в первом испытании

Ах = (32,6 - 31,68 - 2 - 0,13 - 2 - 0,125 - 2 - 0,02)/2 = = 0,185 мм;

• во втором испытании

А2 = (32,6 - 31,68 - 2 - 0,13 - 2 - 0,125 - 2 - 0,03)/2 = = 0,175 мм.

Масса, воспринимаемая ЛГП, состоящая из масс обоймы, рычага динамометра, лазерной указки 4 (см. рис. 1), штанги и мерного груза в первом испытании составляла 0,380 кг, во втором — 0,510 кг.

Экспериментальное исследование. Объектом исследования являлся ЛГП с удельной жесткостью 0,08 Н/(м-см2), состоящий из антифрикционных лепестков и пружин (рис. 2) с вырезанными на них консольными балками (с разными геометрическими характеристиками), пред-

Рис. 2. Схема для определения угла наклона обоймы ЛГП: 1 и 2 — обойма и втулка; 3 — антифрикционные пластины и пружины; а — угол наклона обоймы под действием нагрузки на штангу; ктз — торцевой зазор, соответствующий текущему значению угла а

• разгон ротора до частоты вращения 24 000 мин1;

• фиксация первоначальной отметки на измерительной поверхности (см. рис. 3) без мерного груза и штанги, нагруженной радиальной силой;

• нагружение обоймы мерным грузом, подвешиваемым с помощью элемента присоединения 2 (см. рис. 1), с последующей фиксацией отклонения от первоначальной отметки и принятием этой точки за нулевую отметку;

• приложение радиальной силы Рр = 3,6 Н на различном отдалении от центра обоймы вдоль штанги по отметкам 0...15 с фиксацией изменения положения лазерного луча на измерительной поверхности (рис. 4);

• определение предельного угла наклона оси обоймы подшипника а , фиксируемого возрастанием силы на динамометре МЕГЕОН 03005, при неизменном моменте от радиальной силы р = 3,6 Н.

Таким образом, зная геометрические размеры обоймы подшипника, расстояние от центра обоймы до экрана и поэтапные значения перемещений лазера, можно определить взаимосвязь между значениями торцевого зазора, угла наклона обоймы и изгибающими моментами.

При обработке данных эксперимента необходимо учитывать, что на угол наклона обоймы влияет центр масс штанги, который будет создавать постоянно действующий момент Мшт.

Рис. 3. Фрагмент фиксации изменения угла наклона обоймы ЛГП: 1 — измерительная поверхность;

2 — подшипниковый стенд

ставляющими собой элементы вторичной жесткости.

Цель работы — определение предельного угла наклона оси обоймы, при котором ЛГП теряет несущую способность.

При нагружении штанги происходило изменение угла наклона обоймы а (см. рис. 2), которое фиксировалось с помощью лазерной указки (см. рис. 1) на перпендикулярной ее лучу измерительной поверхности 1 (рис. 3), находящейся на расстоянии 4820 мм от центра масс обоймы ЛГП. Таким образом, при отклонении лазера по вертикали на 1 мм угол наклона обоймы изменяется примерно на 0,01°.

Эксперимент выполняли в следующей последовательности:

Рис. 4. Схема обоймы ЛГП со штангой и разметкой:

1оп — длина опоры, !оп = 31,5 мм; 1о — расстояние от центра обоймы до точки 0; ^ — расстояние от 1о до точки приложения силы Рр ; 1э — расстояние от центра обоймы до экрана; /оп/2 — расстояние от центра обоймы до торца; Нх I — расстояние от нулевой отметки до 1-й отметки; аi — угол наклона обоймы в 1-й точке нагружения;

Ьг.з I — величина уменьшения торцевого зазора

а о

Рис. 6. Результаты осмотра изношенных покрытий антифрикционных пластин: а — передней части обоймы с выходом штанги; б — обратной сторона обоймы

к мкм а, град

180 • " 9 0,6

160

140 • 0,5 -

120 ■ 0,4 _

100 •

80 ■ • о,з -

60 • • _ 0,2 -

40 1

20 • • . • • од ■

• •

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 М^Н-м 0

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 МИзг,Нм

Рис. 5. Зависимости торцевого зазора Ьт.з (а) и угла наклона обоймы а (б) ЛГП от изгибающего момента Мизг при первом ( ) и втором ( ) испытаниях

При массе штанги тшт = 0,04935 кг и ее длине

1шт = (225 - 1о/2)/2 = 0104,6 мм действующий момент

Мшт = 0,04935 • 9,81-0,1046 = 0,051 Н • м.

В 1-й точке нагружения действующий момент определяется выражением

М1 = Мшт + Fр (/0 + \).

Результаты и обсуждение. Полученные оптическим методом зависимости торцевого зазора Нт.з и угла наклона обоймы ЛГП от изгибающего момента приведены на рис. 5, а и б.

Как видно из рис. 5, а, ЛГП оставался работоспособным при торцевом зазоре Нт,з < 5 мкм.

После испытаний ЛГП разбирали и выполняли осмотр антифрикционных пластин. В результате осмотра (рис. 6) выявлены краевые эффекты, связанные с физическим трением втулки

ЛГП об антифрикционные пластины при уменьшении йтз до определенного значения.

В первом испытании потеря грузоподъемности газового слоя произошла при изгибающем моменте Мизг > 0,58 Н-м, во втором — при Мизг > > 0,63 Н-м. В первом испытании предельным являлся угол наклона обоймы ЛГП а > 0,65°, во втором — а > 0,62°.

Выводы

1. Спроектирована обойма ЛГП, позволяющая экспериментально определять допускаемый угол ее установки относительно втулки ЛГП, вращающейся с частотой 24 000 мин-1.

2. С помощью оптического метода получены зависимости угла наклона обоймы и торцевого зазора от изгибающего момента. Установлено, что ЛГП остается работоспособным до появления краевых эффектов, возникающих при угле наклона обоймы более 0,62°.

Литература

[1] DellaCorte C. Oil-Free shaft support system rotordynamics: past, present and future chal-

lenges and opportunities. Mech. Syst. Signal Process., 2012, vol. 29, pp. 67-76, doi: https://doi.org/10.1016/j.ymssp.2011.07.024

[2] Samanta P., Murmu N.C., Khonsari M.M. The evolution of foil bearing technology. Tribol.

Int., 2019, vol. 135, pp. 305-323, doi: https://doi.org/10.1016/j.triboint.2019.03.021

[3] Sim K., Lee Y.-B., Kim T.H. Rotordynamic analysis of an oil-free turbocharger supported on

lobed gas foil bearings-predictions versus test data. Tribol. Trans., 2014, vol. 57, no. 6, pp. 1086-1095, doi: https://doi.org/10.1080/10402004.2014.937885

[4] Dellacorte C. Stiffness and damping coefficient estimation of compliant surface gas bearings

for oil-free turbomachinery. Tribol. Trans., 2011, vol. 54, no. 4, pp. 674-684, doi: https://doi.org/10.1080/10402004.2011.589966

[5] Howard S.A. Rotordynamics and design methods of an Oil-Free Turbocharger©. Tribol.

Trans., 1999, vol. 42, no. 1, pp. 174-179, doi: https://doi.org/10.1080/10402009908982205

[6] Xiong L.Y., Wu G., Hou Y. et al. Development of aerodynamic foil journal bearings for a high

speed cryogenic turboexpander. Cryogenics, 1997, vol. 37, no. 4, pp. 221-230, doi: https://doi.org/10.1016/S0011-2275(97)00012-X

[7] Hou Y., Zhu Z., Chen C. Comparative test on two kinds of new compliant foil bearing for

small cryogenic turbo-expander. Cryogenics, 2004, vol. 44, no. 1, pp. 69-72, doi: https://doi.org/10.1016/j.cryogenics.2003.08.002

[8] Lubell D., Dellacorte C., Stanford M. Test evolution and oil-free engine experience of a high

temperature foil air bearing coating. Conf. ASME Turbo Expo, 2006, paper GT2006-90572, pp. 1245-1249, doi: https://doi.org/10.1115/GT2006-90572

[9] Heshmat H., Walton J.F., DellaCorte C. et al. Oil-free turbocharger demonstration paves way

to gas turbine engine applications. Proc. ASME Turbo Expo, 2000, paper 2000-GT-0620, doi: https://doi.org/10.1115/2000-GT-0620

[10] Volkov-Muzylev V.V., Beschastnykh V.N., Borisov Y.A. et al. Experimental research of a gas foil journal bearing's performance ability for a high-temperature application. Advances in the Astronautical Sciences, 2021, vol. 174, pp. 281-292.

[11] Walton J.F., Heshmat H., Tomaszewski M.J. Testing of a small turbocharger/turbojet sized simulator rotor supported on foil bearings. J. Eng. Gas Turbines Power., 2008, vol. 130, no. 3, art. 035001, doi: https://doi.org/10.1115/L2830855

[12] Walton J.F., Tomaszewski M.J., Heshmat H. The role of high performance foil bearings in advanced, oil-free, high-speed motor driven compressors. Proc. 1st Int. Conf. Fuel Cell Science, Engineering and Technology, 2003, paper FUELCELL2003-1747, pp. 411-417, doi: https://doi.org/ 10.1115/FUELCELL2003-1747

[13] Hou Y., Xiong Y., Chen C.Z. Experimental study of a new compliant foil air bearing with elastic support. Tribol. Trans, 2004, vol. 47, no. 2, pp. 308-311, doi: https://doi.org/ 10.1080/05698190490440911

[14] Agrawal G. Foil air/gas bearing technology — an overview. Proc. ASME 1997 Int. Gas Turbine and Aeroengine Congress and Exhibition, 1997, paper 97-GT-347, doi: https://doi.org/10.1115/97-GT-347

[15] Hou Y., Zhao Q., Guo Y. et al. Application of gas foil bearings in China. Appl. Sci., 2021, vol. 11, no. 13, art. 6210, doi: https://doi.org/10.3390/app11136210

[16] Weissert D.H. Compliant foil fluid film radial bearing. Patent US 5915841. Appl. 05.01.1998, publ. 29.06.1999.

[17] Bosley R.W. Compliant foil hydrodynamic fluid film radial bearing. Patent EP 0756672. Appl. 09.03.1995, publ. 24.06.1998.

[18] Volkov-Muzylev V.V., Borisov Y.A., Pugachuk A.S. et al. Determination of the maximum load capacity of a gas foil journal bearing. Chem. Petrol. Eng., 2021, vol. 57, no. 3, pp. 665671, doi: https://doi.org/10.1007/s10556-021-00990-1

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

References