Повышение вибрационной надежности двухконсольных роторов турбомашин

Размещено на http://www.allbest.ru/

На правах рукописи

Специальность 05.07.05 - Тепловые, электроракетные двигатели

и энергоустановки летательных аппаратов

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

ПОВЫШЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ ДВУХКОНСОЛЬНЫХ РОТОРОВ ТУРБОМАШИН

ЗАЛЯЕВ РИНАТ РАВИЛЕВИЧ

Казань 2007



Работа выполнена на кафедре «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели» Казанского государственного технического университета им. А.Н.Туполева.

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор Евгеньев С.С.

Официальные оппоненты: доктор физ.-мат. наук, профессор Сидоров И.Н.; кандидат технических наук Сагадеев Р.Г.

Ведущая организация: ОАО «Авиамотор», г. Казань

Защита диссертации состоится «_24_» _октября_ 2007 г. в «_10_» часов на заседании диссертационного совета Д212.079.02 при Казанском государственном техническом университете им. А.Н. Туполева по адресу: 420111, г. Казань, ул. К.Маркса, 10.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Казанского государственного технического университета им. А.Н.Туполева.

Автореферат разослан «_24_»__сентября__2007 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета к.т.н., доцент А.Г.Каримова



ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Турбомашины (ТМ) с расположением рабочих колес (РК) на двух консолях вала широко используются в качестве малоразмерных газотурбинных двигателей (ГТД) авиационного и наземного применения, в бортовых авиационных турбогенераторах (ТГ), в агрегатах турбонаддува двигателей внутреннего сгорания (ДВС), в детандерно - компрессорных агрегатах (ДКА) для запуска наземных ГТД, переработки природных газов, а также в компактных многовальных центробежных компрессорах (МЦК), используемых совместно с ДКА для термостатирования пусковых ракетных систем морского и наземного базирования. Прогрессивная тенденция увеличения частоты вращения ротора, позволяющая получать при малых размерах рабочих колес заданную удельную работу с максимальным КПД, повышает требования к вибрационной надежности двухконсольных высокооборотных роторов, испытывающих значительные инерционные и газодинамические нагрузки.

В связи с этим дальнейшие исследования, направленные на повышение вибрационной надежности путем совершенствования методов расчета амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) и форм колебаний двухконсольных роторов ТМ, а также способов их балансировки, являются актуальными.

Цель работы. Повышение вибрационной надежности двухконсольных роторов ТМ путем разработки более совершенных методов расчета АЧХ и способов балансировки.

Задачи исследования. В соответствии с поставленной целью решались следующие задачи:

Разработка математической модели и программы расчета вынужденных колебаний роторов ТМ с учетом влияния неуравновешенности, внешних механических и аэродинамических нагрузок, динамических характеристик наиболее перспективных для двухконсольных роторов типов подшипников скольжения.

Совершенствование математических моделей и программ расчета радиальных и осевых газодинамических сил, учитывающих особенности конструкций двухконсольных роторов ТМ.

Расчетный анализ АЧХ и форм колебаний реальных двухконсольных роторов ГТД, МЦК и ДКА на основе разработанных методов и выдача рекомендаций по повышению вибрационной надежности.

Создание метода и программы расчета неуравновешенных масс при балансировке двухконсольных роторов ТМ на основе расчетных и экспериментальных динамических коэффициентов влияния (ДКВ).

Научная новизна работы. В процессе исследования получены новые научные результаты, которые выносятся на защиту:

Разработаны математическая модель и программа для ПЭВМ с применением метода начальных параметров, для которого расширены выражения для членов матрицы участков, позволяющие выполнять расчеты АЧХ и форм вынужденных колебаний роторов ТМ с учетом влияния неуравновешенных масс, гироскопических моментов, динамических характеристик подшипников скольжения с самоустанавливающимися подушками и с клинообразующими скосами, а также действия внешних осевых и радиальных газодинамических и механических сил, что существенно повысило точность расчетов.

Усовершенствованы метод и программа расчета на ПЭВМ радиальных газодинамических сил, действующих на консольное РК центробежного компрессора с безлопаточным диффузором и выходным устройством в виде кольцевой камеры за счет способа задания граничных условий за РК компрессора, что позволило точнее определять радиальные нагрузки на опоры ротора и коэффициенты жесткости и демпфирования опорных подшипников скольжения.

Разработана математическая модель расчета на ПЭВМ осевых газодинамических сил, действующих на двухконсольный ротор ТМ, включающий в себя РК турбины и компрессора, позволяющая более точно определять осевую нагрузку на упорный подшипник, что обеспечивает его вибрационную устойчивость.

Созданы методика и программа для расчета на ПЭВМ корректирующих масс на основе ДКВ, получаемых как расчетом - из математической модели вынужденных колебаний ротора, так и экспериментальным путем - из непосредственных измерений на опорах балансируемого ротора.

Создана установка для динамической балансировки РК на оправке и двухконсольных роторов ТМ, обеспечивающая высокую точность определения дисбалансов за счет исключения в ней демпфирования колебаний и настройки рабочей области частот в зарезонансной области.

Практическая ценность. Использование более совершенных математических моделей расчета АЧХ и форм колебаний, радиальных и осевых газодинамических нагрузок, способов балансировки двухконсольных роторов ТМ повышают их вибрационную надежность и позволяют сократить сроки проектирования и доводки ТМ.

Реализация работы в промышленности. Методы расчета и программы внедрены в ОАО «Криогенмаш» (г. Балашиха), ОАО НПО «Искра» (г. Пермь), ЗАО «НИИтурбокомпрессор им. В. Б. Шнеппа», в ОАО «Казанькомпрессормаш», в ЗАО «Динамика», ОАО «КамЭнергоРемонт», ОАО «Казаньоргсинтез». Оснастка для динамической балансировки РК внедрена в ОАО «Казанькомпрессормаш», ЗАО «Динамика», «Алексеевская сельхозтехника». колебание ротор аэродинамический двухконсольный

Апробация работы. Результаты работы докладывались на XVI Всероссийской межвузовской научно-технической конференции «Электромеханические и внутрикамерные процессы в энергетических установках, струйная акустика, диагностика технических систем, приборы и методы контроля природной среды, веществ, материалов и изделий» (г. Казань, Военный артиллерийский университет, 2004 г.), на Международной научно-технической конференции «Рабочие процессы и технология двигателей» (г. Казань, Казанский государственный технический университет им. А. Н. Туполева, 2005 г.), на XIV Международной научно-технической конференции по компрессорной технике (г. Казань, ЗАО «НИИТурбокомпрессор» им. В.Б. Шнеппа, 2007 г.).

В целом работа докладывалась на кафедре «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели» (г. Казань, Казанский государственный технический университет им. А. Н. Туполева, 2006-2007 г. г.) и в ЗАО «Динамика» (г. Казань).

Достоверность и обоснованность научных положений и полученных результатов определяется применением современных методов расчета и измерений, проверенных сопоставлением с известными расчетными и опытными данными других авторов; использованием современной измерительной аппаратуры, отвечающей требованиям точности. Результаты расчетов удовлетворительно согласуются с экспериментальными данными и прошли проверку:

- при создании и доводке МЦК типа 32ВЦ-100/9, 43ВЦ-160/9 в ОАО «Казанькомпрессормаш»;

- при модернизации подшипниковых узлов центробежных компрессоров типа ЦК - 100, ЦК - 135, «Борзик» (Германия), балансировке ротора турбодетандера «Атлас Копко - Ротофлоу» (США), эксплуатируемых в ОАО «Казаньоргсинтез»;

- при балансировке роторов агрегатов турбонаддува типа ТКР-8 и ТКР-12 для ДВС по заказу предприятия «Алексеевская сельхозтехника» в Республике Татарстан;

- при создании центробежного нагнетателя для газоперекачивающих агрегатов ГПА-16 в ОАО НПО «Искра» (г. Пермь);

- при создании ДКА для термостатирования пусковых ракетных систем в ОАО «Криогенмаш» (г. Балашиха Московской области).

Личный вклад в работу. Автором разработаны алгоритмы и программы расчета на ПЭВМ вынужденных колебаний двухконсольных роторов ТМ с подшипниками скольжения двух типов, усовершенствованы методы расчета осевых и радиальных газодинамических нагрузок, действующих на двухконсольные роторы ТМ, способ и установка для низкочастотной балансировки РК и двухконсольных роторов, методика и программа расчета дисбалансов с использованием ДКВ, получаемых расчетным и экспериментальным путем.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 10 печатных работ, в том числе 3 работы в журналах, определенных ВАК.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, списка литературы и приложения. Работа содержит 193 страницы машинописного текста, 31 таблицу, 103 рисунка. Список литературы включает 118 наименований. В приложении представлены акты внедрения.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность работы, сформулирована её цель и приведены основные научные результаты.

Первая глава содержит анализ современного состояния проблемы повышения вибрационной надежности ТМ с учетом конструктивных особенностей двухконсольных роторов.

Дальнейшее развитие и расширение областей применения ТМ связано с улучшением их газодинамических характеристик и повышением вибрационной надежности ТМ. Отмечен значительный вклад в развитие науки о колебаниях роторов ТМ Бабакова И.М., Биргера И.А., Белоусова А.И., Гудмена Т., Гурова А.Ф., Диментберга Ф. М., Демьянушко И. В., Жирицкого Г. С., Кушуля М. Я., Лунда Д., Позняка Э. Л., Раера Г. А., Скубачевского Г. С., Тондла А., Хронина Д. В., Шнеппа В. Б., Шорра Б. Ф., Яновского М. И., и др. Результаты исследования указанных авторов, а также последние работы, выполненные Буглаевым В.Т., Евгеньевым С. С., Потаповым С. Д., Савиным Л. А., Урьевым Е. В. и другими авторами показывают:

- повышение вибрационной надежности является главной задачей конструктора уже на стадии проектирования и зависит от совершенства применяемых методов моделирования динамики системы «ротор - подшипники»;

- необходим учет всего комплекса нагрузок, воспринимаемых опорами ротора (вес ротора, неуравновешенные инерционные силы вращающихся масс ротора, гироскопические моменты, осевые и радиальные газодинамические силы в компрессоре и турбине, циркуляционные силы в подшипниках скольжения и лабиринтных уплотнениях) и влияющих на точность определения динамических характеристик ротора;

- методы балансировки, применяемые на заводах-изготовителях и ремонтных организациях, не всегда улучшают вибрационное состояние роторов и необходимо их дальнейшее совершенствование применительно к конкретным конструкциям роторов ТМ.

В результате анализа сформулированы задачи настоящего исследования, учитывающего особенности двухконсольных роторов ТМ.

Вторая глава посвящена разработке усовершенствованной математической модели расчета вынужденных изгибных колебаний двухконсольных роторов ТМ.

Решается задача о вынужденных колебаниях роторов сложной конфигурации под действием сил неуравновешенности, гироскопических моментов, внешних газодинамических и механических нагрузок, с учетом сил жесткости и демпфирования смазочного слоя опорных и упорных подшипников. Рассмотрены подшипники скольжения с самоустанавливающимися подушками и с неподвижными клинообразующими скосами. Расчетная схема двухконсольного ротора ТМ на опорах скольжения и векторные диаграммы прогибов и сил при движении показаны на рис. 1.

За основу математической модели принят ротор с распределенными параметрами, в котором, наряду с сосредоточенными массами насаженных дисков и их гироскопическими моментами, учитывается собственная масса вала и внешние радиальные и осевые нагрузки. Поставленная задача решается с использованием известного метода начальных параметров, описанного Бабаковым И.М., Кушулем М.Я. и др.

Рис. 1. Расчетная схема двухконсольного ротора турбомашины и векторные диаграммы прогибов и сил, возникающих при его движении

x, y, z - неподвижная система координат; ж, з, о - вращающаяся система координат, жестко связанная с ротором; x - направление вдоль оси вала; Тх, Ту - внешние осевые и радиальные силы; Fе - возмущающая сила; Fс - упругая реакция вала; Fr, Fк - упругая и демпфирующая динамические реакции в центре шипа вала в сечении В; S - центр массы сечения ротора; е - смещение центра масс РК; r - динамический прогиб консоли; щпр - угловая скорость прецессии оси ротора; щ - частота вращения ротора; t - время, СА, СВ, КА , КВ - коэффициенты жесткости и демпфирования масляного слоя опорных подшипников, СуА, СуВ, КуА , КуВ - коэффициенты жесткости и демпфирования масляного слоя упорных подшипников, RA , RB - реакции ротора в опорах А и В, соответственно.

Ротор разбивается на участки, для которых вал имеет постоянное сечение. Для элементарного участка ротора можно записать известную систему дифференциальных уравнений равновесия приложенных сил

где щ -- угловая скорость вращения ротора, u(x,t), v(x,t) - проекции прогиба осевой линии вала на плоскости xy и xz, соответственно; EJ - изгибная жесткость вала; с - плотность материала вала; е(x), ш(x) - соответственно, эксцентриситет и угол между вектором эксцентриситета и плоскостью ж о, определяющих неуравновешенность РК.

Условием сопряжения между соседними участками ротора с номерами соответственно i и i+1, разделенными диском, является равенство перерезывающих сил R, изгибающих моментов M, перемещений и углов поворотов сечений

где Gi, Giм, - проекции изгибающих моментов на оси, соответственно, y и z, - компоненты моментов и сил, действующих на ротор в точке i+1 , определяемые соотношениями

где m - масса насаженного диска; К0 - полярный (осевой) момент инерции насаженного диска; К1 - экваториальный (диаметральный) момент инерции диска относительно центральной оси.

Заметим, что в выражении (2) второе уравнение есть выражение для угла поворота упругой линии, а четвертое уравнение выражает перерезывающую силу в данном сечении. Численные значения начальных частот находятся методом начальных параметров. После преобразований выражения для произвольных комплексных постоянных (i+1)-го участка через произвольные постоянные i-го участка можно записать

где K=K0-K1 - разность полярного и экваториального моментов инерции диска; Фi - частное решение, производные -- берутся по аргументу (здесь - подстановка);

где S(ki, li ), T(ki, li ), U(ki, li ), V(ki, li ) - функции Крылова.

В матричной форме уравнение для вычисления параметров i+1 участка через параметры i-го участка можно окончательно записать

Здесь матрица участков [Y] i размера 4х4 содержит в себе все физические свойства i-го участка ротора и учитывает силы, действующие на каждом участке ротора. В работе предложены уточненные выражения для элементов матрицы [Y] i , учитывающие гироскопические моменты дисков, вес ротора, коэффициенты жесткости и демпфирования опорных и упорных подшипников, внешние газодинамические и механические силы, действующие на ротор, что повысило точность математической модели.

Выполнено сравнение результатов расчетов АЧХ и упругих линий двухконсольных роторов с использованием разработанной программы с данными других авторов, а также с экспериментальными данными (рис. 2).

В современных турбомашинах часто подшипники выполняются в виде единого опорно - упорного узла (рис. 3).

Рис. 2. Расчетные и экспериментальные АЧХ модельного ротора МЦК

? - эксперимент;

- - - - расчет по программе

Для нахождения коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя опорных и упорных подшипников скольжения с клинообразующими скосами разработана математическая модель, описывающая неизотермическое течение смазки в смазочном слое подшипника. При этом были использованы результаты исследований упорных подшипников с клинообразующими скосами.

Решаются уравнения Рейнольдса и энергии, описывающие распределение давления и температуры в смазочном слое. В безразмерной форме для опорного подшипника (рис. 3) они имеют следующий вид:

а б

Рис.3 Конструктивная схема опорно-упорных подшипников

а - общий вид, б - расчетная схема опорного подшипника

где ; = /1; к; z2z B; h=hi /h2i ; P=Ph2i2 /1R2к ;

=c11h2i2(t-t1) /1R2к ; hi -- текущее значение толщины смазочного слоя в рассматриваемой точке i-го клинообразующего скоса подшипника; t, -- температура и коэффициент динамической вязкости смазки в рассматриваемой точке; с1, 1 -- теплоемкость и плотность смазки при температуре t1; t1, 1 -- температура и коэффициент динамической вязкости смазки на входе в смазочный слой; R -- радиус шейки вала; Р -- гидродинамическое давление; В -- ширина клинообразующего скоса; к -- угловая протяженность клинообразующего скоса; h2i -- толщина смазочного слоя на выходе из i-го клинообразующего скоса; , z -- угловая и осевая координата рассматриваемой точки; i = 1,…,z, z -- число клинообразующих скосов.

Граничными условиями для приведенной системы уравнений являются:

г =0 (давление по наружному контуру клинообразующего скоса Г равно нулю) и t=0 при =0 (температура смазки на входе в смазочный слой полагается известной).

Инженерный метод расчета подшипника сводится к вычислению гидродинамической реакции подшипника, потерь мощности на трение, максимальной температуры смазочного слоя и расхода смазки через подшипник для заданных значений относительного эксцентриситета и оценки ограничивающих параметров (максимальная температура и минимальная толщина смазочного слоя), либо к определению положения шейки вала относительно центра подшипника, вычислению максимальной температуры, минимальной толщины смазочного слоя, потерь мощности на трение и расхода смазки через подшипник для заданного значения нагрузки.

Равновесное положение шипа в подшипнике находится из условия равенства нулю суммы проекций гидродинамических реакций смазочных слоев на линию, перпендикулярную линии действия нагрузки.

Несущая способность опорного подшипника определяется как сумма проекций гидродинамических реакций смазочных слоев всех клинообразующих скосов на линию действия нагрузки

Коэффициент жесткости опорного подшипника находится по формуле

а коэффициент демпфирования определяется по выражению

где бi - параметр клиновидности.

Неизотермическое течение смазки в упорном подшипнике скольжения с клинообразующими скосами и с самоустанавливающимися подушками (рис. 4) описывается, как и для опорного подшипника, уравнениями Рейнольдса и энергии.

Коэффициент жесткости смазочного слоя упорного подшипника при осевом колебании ротора можно представить в виде

где hP1, hP2 - значения зазоров под точками опоры подушек (рис. 4).

Рис. 4. Расчетная схема упорного подшипника

Коэффициент жесткости смазочного слоя при изгибе вала равен

где Rcp= (R1+R2)0,5.

Коэффициент демпфирования смазочного слоя при осевом колебании ротора определяется как

где К=1-0,315t h(/), Z - число подушек.

Коэффициент демпфирования смазочного слоя при изгибе вала



В третьей главе приведены результаты расчетного анализа влияния газодинамических внешних нагрузок, действующих на двухконсольный ротор, на вибрационную надежность наиболее характерных реальных ТМ трех типов: малоразмерного авиационного ГТД бортового турбогенератора ТГ-16, ДКА типа БДКА 2, используемого для переработки природных газов, и МЦК для пусковых ракетных систем. С этой целью усовершенствованы математические модели для расчета осевых и радиальных газодинамических сил, действующих на роторы этих ТМ, определены условия работы подшипников, найдены АЧХ и формы колебаний, даны рекомендации по повышению их вибрационной надежности.

Схема ротора ГТД для ТГ-16 и осесимметричной проточной части центробежного компрессора и осевой турбины показаны на рис. 5. Отмечены геометрические размеры, характерные сечения турбины (0-1-2) и компрессора (0-2), скорости , и , , характеризующие закрутку потока на границах дисков. Рассмотрим предлагаемую математическую модель расчета осевых газодинамических сил, действующих на ротор осевой турбины и ЦК с полуоткрытым РК.

Рис. 5. Схема для расчета осевых газодинамических сил, действующих на ротор авиационного ГТД для ТГ-16

Безразмерная осевая сила, действующая на полуоткрытое РК компрессора, определена из баланса всех внешних сил по выражению



где ; ; ; ; ; ; , - объемный расход и скорость на входе в РК; , - плотности воздуха перед и за РК; - окружная скорость РК на .

Для давления в первом интеграле выражения (16) принята известная критериальная формула Евгеньева С.С. (полная запись приведена в работе)

где ; Qs - утечка через лабиринтное уплотнение вала и 4 жиклера в основании РК; - известное безразмерное давление за РК.

В результате совместного решения уравнения (17) с уравнением расхода через лабиринтное уплотнение с радиусом и через 4 жиклера определяются неизвестные величины q и (при ) и далее значение всего первого интеграла в (16). Для второго интеграла выражения (16), касающегося полуоткрытой части РК, принята зависимость, подтверждаемая экспериментами (на МЦК) Петросяна Г.Г. в ЗАО «НИИТурбокомпрессор»



где , - известные величины.

Безразмерная осевая сила, действующая на РК осевой турбины, определялась по выражению

Первый интеграл в (19) находился также по формуле (17). Из совместного решения с уравнением расхода определялись неизвестные и (при ) и далее весь интеграл. Для давления во втором интеграле выражения (19), характеризующего распределение давления при безрасходном течении в зазоре тыльной стороны диска турбины, принята классическая зависимость

где ; к=0,125; 0,1; 0,08 по данным Захарова А.Ф. и Брокера Е. для ; 0,1; 0,3, соответственно.

Абсолютное значение суммарной осевой силы, действующей на ротор ГТД, определялось по выражению

За положительное направление осевой силы Трот принято направление в сторону всасывания компрессора. Показано (рис. 6) существенное влияние степени реактивности турбины на осевую силу Трот. Так при значении =0,1 ч 0,15 снижается давление перед лабиринтным уплотнением колеса турбины, что может привести к попаданию масла из области подшипника в проточную часть.

Рис. 6. Влияние степени реактивности турбины на осевую силу, действующую на ротор компрессор:; турбина:

Возможно также снижение Трот до нуля и появление ее знакопеременности, что, по данным ЦИАМ, отрицательно скажется на работоспособности упорного подшипника качения и является дополнительным источником вибрации. Для исключения этих явлений более приемлем вариант с =0,2. При =0,3 растут температура Т1 и давление p1 после соплового аппарата, что приводит в итоге к увеличению утечек через лабиринтное уплотнение турбины и заметному росту осевой силы на ротор ГТД.

Получены расчетные АЧХ и формы колебаний данного ротора ГТД для варианта двухопорного (без среднего упорного подшипника) и трехопорного (рис. 7). Значения критических частот и величины относительного запаса по первой критической частоте приведены в таблице 1. Здесь nраб=32250 об/мин. Как видно из таблицы и АЧХ, наличие третьей (центральной) опоры существенно повышает вибрационную надежность ротора, о чем свидетельствует величина Дnраб, равная 46,6 %.



Таблица 1

Вариант расчета ротора ГТД	, об/мин	Дnраб , %
Двухопорный	37000	14,7
Трехопорный	47300	46,6

Упругая линия для двухопорного варианта показывает максимальный прогиб в межопорной части ротора ГТД на расстоянии l = l./L = 0,28 от крайнего подшипника со стороны РК компрессора, что требует установки в этом месте центральной (третьей) опоры.

Рис. 7. АЧХ и упругие линии ротора ГТД

а - АЧХ ротора ГТД, б - упругая линия двухопорного ротора при n раб = 32250 об/мин

Математическую модель расчета радиальной силы, действующей на закрытое РК ЦК, рассмотрим на примере ротора БДКА2 (рис. 8). Особенностью БДКА2 является наличие в центробежном компрессоре безлопаточного диффузора (БЛД) и выходного устройства в виде кольцевой камеры с тангенциальным патрубком, что может иметь место и в ГТД. Это является причиной неравномерного распределения давлений и скоростей по окружности за РК на радиусе и появления соответствующей газодинамической радиальной силы, действующей на РК. Использованы известные выражения в безразмерном виде для составляющих радиальной силы по осям x и y :

где ; ; ; ; ; ; р0, р2 - давления до и после РК; , - радиальная и окружная составляющая абсолютной скорости за РК на радиусе ; , - плотности газа до и после РК.

Для расчета радиальной силы по уравнениям (22) и (23) зависимость задана из экспериментальных данных геометрически подобной ступени, испытанной в ЗАО «НИИтурбокомпрессор», а зависимости и - по рекомендациям Г.Н. Дена, основанным на данных АО «Невский завод». Разработанная программа расчета на ПЭВМ позволила по известной характеристике ступени рассчитать радиальную силу для 3-х возможных режимов работы компрессора (1 режим - , ; - коэффициент расхода для режима максимального КПД; 2 режим - ; ; 3 режим - ; ).



Рис. 8. Турбодетандер БДКА2

1-ступень детандера; 2-ступень компрессора; 3-кольцевая камера компрессора и схема действия радиальной силы R на его колесо

Давление на входе (выходе) компрессора -1,45 (1,75) МПа, наружный радиус колеса r2=190 мм; то же для детандера - 3,28 (1,6) МПа, наружный радиус колеса r1=175 мм, частота вращения ротора n=12066 об/мин.

Из рис. 9 видно, что суммарная радиальная сила ( -газодинамическая радиальная сила, G2 - сила тяжести РК компрессора) на режиме максимального расхода =1,54 составляет =602 Н, что больше веса РК (G2=163 Н) и приближается к весу всего ротора Gрот =638 Н. Полученные данные для 3-х режимов компрессора по величине и направлению R и RУ, приведенные в работе, использованы для расчета реакций в опорных сегментных подшипниках, последующего определения их коэффициентов жесткости и демпфирования. Учет действия радиальной газодинамической силы на РК компрессора существенно влияет на результаты расчета АЧХ ротора (табл. 2).

Выполнен также расчет осевых газодинамических сил, действующих на ротор БДКА2, состоящего из закрытых радиальных РК детандера и компрессора. Для распределения давления в боковых зазорах между РК и корпусом приняты также зависимости Евгеньева С.С., но с учетом граничной закрутки потока за РК детандера, близкой к окружной скорости РК. На рис. 10 показаны зависимости осевой силы Трот, действующей на ротор, и удельной нагрузки Руд на сегменты

Рис. 9. Схема действия радиальных сил в плоскости РК компрессора БДКА2

упорного подшипника от режимов работы для 2-х вариантов радиусов уплотнений РК компрессора (1 вариант (штатный) - радиусы уплотнений покрывного и основного дисков колеса одинаковы - =121 мм, 2 вариант (рекомендуемый) - =121 мм и =80 мм). Видно, что для 1 варианта значения Трот и Руд незначительны, что, при переменных осевых газовых нагрузках со стороны РК компрессора из-за неравномерного по окружности давления, может вызвать вибрацию по причине неустойчивости масляного клина в упорном подшипнике. Второй (рекомендуемый) вариант позволяет исключить это явление.

Таблица 2

	Без учета газовых сил	0,83	1,24	1,54
RУ, Н	163 (вес РК)	196	480	602
nкр1, об/мин	25050	25000	20600	18800
nкр2, об/мин	35100	32800	26200	26000

Получены расчетные АЧХ и формы колебаний ротора БДКА2 для разных диаметров опорных шеек ротора. В работе показана возможность уменьшения размеров опорных шеек с 75 до 65 мм и повышения механического КПД БДКА2 без ухудшения динамических характеристик ротора.

Рис. 10. Осевая сила на ротор и удельная нагрузка на упорный подшипник БДКА2 - при - - - - - при

Выполнен расчет АЧХ двухконсольного ротора 3-4 ступеней с лопаточными диффузорами (радиальные газовые силы отсутствуют) МЦК типа 32ВЦ-100/9 с учетом сил, действующих в зубчатом зацеплении. Значение радиальной силы, действующей на ротор между опорами в зацеплении, равно 1035 Н, при весе ротора 122 Н.

В результате расчета опорных подшипников с клинообразующими скосами с учетом действия этих значительных сил получены высокие значения коэффициентов жесткости и демпфирования масляного слоя подшипников С=9,58*108 Н/м и К=6,83*104 Нс/м. Рассчитанное значение =46150 об/мин при рабочей частоте вращения ротора nраб = 30820 об/мин. Без учета сил в зацеплении и жестких опорах получено значение =52100 об/мин.

В четвертой главе рассмотрен разработанный инженерный метод расчета дисбалансов консольных высокооборотных роторов ТМ, основанный на использовании известного метода ДКВ.

Созданная на его основе вычислительная программа для ПЭВМ позволяет находить дисбалансы с использованием ДКВ, полученных как экспериментально, так и расчетом на основе математической модели вынужденных колебаний ротора.

В матричной форме известное уравнение для определения дисбалансов по методу ДКВ имеет вид

где [W] - матрица-столбец искомых дисбалансов; [A] - матрица-столбец исходных вибраций на опорах ротора; [б] - прямоугольная матрица ДКВ; [б]T - транспонированная прямоугольная матрица [б].

ДКВ бij , образующие матрицу [б], вычисляются по формуле

бij =(Bij - Ai)/uj,

где Вij - вектор вибрации в i-ой плоскости измерения при установке в j-ой плоскости коррекции пробной массы uj; Аi - вектор исходной вибрации в i- ой плоскости измерения (до установки пробной массы в плоскость коррекции).

Решение ищется с применением метода наименьших квадратов, описанного Гудмэном.

Сумму квадратов остаточных вибраций S для найденного решения и максимальное отклонение R (невязку) вычисляли по формулам

где m=1,…, M - число плоскостей измерения вибрации.

На рис. 11 приведен пример АЧХ модельного ротора МЦК, отбалансированного с использованием расчетных и экспериментальных ДКВ.

При вычислении ДКВ с применением математической модели используются расчетные прогибы ротора с учетом влияния всех рассмотренных в работе силовых факторов, действующих на ротор. Это позволяет моделировать процесс

Рис.11 . АЧХ ротора модельного МЦК

1-до балансировки;

2-после балансировки с расчетными ДКВ;

3-после балансировки с экспериментальными ДКВ

балансировки роторов ТМ на стадии их проектирования с целью оценки эффективности выбранного метода балансировки.

Разработаны методика и установка для низкочастотной балансировки двухконсольных роторов ТМ (рис. 12), которая представляет собой упругие опоры с заданной жесткостью без демпфирования, что обеспечивает ее высокую чувствительность к остаточным дисбалансам.

Рис. 12. Установка для балансировки консольных роторов ТМ

Получены условия применимости низкочастотной балансировки двухконсольных роторов ТМ на основе анализа расчетных АЧХ, которые представлены в работе.



ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

Разработана математическая модель расчета вынужденных колебаний двухконсольных роторов ТМ, отличающаяся от известных введением в матрицу участков дополнительных членов, характеризующих жесткость и демпфирование масляного слоя опорных и упорных подшипников скольжения разных типов, а также действие механических и газодинамических сил. Это существенно повысило точность расчета.

Усовершенствованы методика и программа расчета на ПЭВМ радиальных газодинамических сил, действующих на РК ЦК с БЛД и кольцевой камерой за счет способа задания граничных условий за РК компрессора. Это позволило точнее определять реакции опор ротора и динамические характеристики опорных подшипников. На основе обобщения экспериментальных данных разных авторов получены графические зависимости, позволяющие, непосредственно определять радиальные силы для геометрически подобных ступеней в исследованном диапазоне чисел Маха.

Создана математическая модель расчета осевых газодинамических сил, действующих на двухконсольный ротор с РК компрессора и турбины, позволяющая в процессе проектирования подбирать оптимальную нагрузку на упорный подшипник. Использованы результаты последних исследований разных авторов, учитывающие течения и граничные условия в зазорах между РК и корпусом.

Выполнен анализ динамики двухконсольных роторов реальных эксплуатируемых ГТД, МЦК, ДКА с использованием разработанных программ расчетов и даны рекомендации по повышению их вибрационной надежности.

Разработаны методика и программа расчета на ПЭВМ дисбалансов роторов с использованием ДКВ, полученных как экспериментально, так и расчетом на основе математической модели вынужденных колебаний. Последняя позволяет моделировать процесс балансировки ротора на стадии проектирования с целью оценки эффективности выбранных плоскостей коррекции и метода балансировки.

Разработана методика поэлементной низкочастотной балансировки двухконсольных роторов ТМ, включающая динамическую балансировку РК в двух плоскостях коррекции на оправке. Создана установка для динамической балансировки РК и двухконсольных роторов ТМ, которая имеет высокую чувствительность к остаточным дисбалансам и является доступной для использования в производственных условиях.



ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ СЛЕДУЮЩИЕ РАБОТЫ

Научные статьи, опубликованные в изданиях, определенных ВАК:

1. Заляев Р.Р. Методика низкочастотной балансировки двухконсольных высокооборотных роторов турбомашин / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р. // Ж. Авиационная техника, № 2, 2007. С. 69-71.

2. Заляев Р.Р. Низкочастотная балансировка двухконсольных роторов турбомашин / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р. // Ж. Химическое и нефтегазовое машиностроение, №3, 2007. С. 26-28.

3. Заляев Р.Р. Определение осевых газодинамических сил, действующих на ротор малоразмерного газотурбинного двигателя / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р. // Ж. Химическое и нефтегазовое машиностроение. №4, 2007. С. 43-45.

Работы, опубликованные в других изданиях:

4. Заляев Р.Р. Методические указания по изучению вопросов диагностики турбокомпрессоров/ Хадиев М.Б., Хамидуллин И.В., Заляев Р.Р. // Изд-во Казан. Хим. технол. ин-та - Казань. 1990. 32 с.

5. Заляев Р.Р. Характерные неисправности турбокомпрессоров: методические указания/ Хадиев М.Б., Палладий А.В., Хамидуллин И.В., Заляев Р.Р. // Изд-во Казан. Хим. технол. ин-та - Казань. 1990. 40 с.

6. Заляев Р.Р. Расчет амплитудно-частотных характеристик ротора турбодетандера на подшипниках скольжения с постоянными скосами / Заляев Р.Р., Евгеньев С.С., Хамидуллин И.В.// Казань, 2004. 67 с. (Препринт/ Изд-во Казан. гос. техн. ун-та. Казань, 04П1).

7. Заляев Р.Р. Метод расчета амплитудно-частотных характеристик ротора турбодетандера на подшипниках скольжения / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р., Хамидуллин И.В. // Электромеханические и внутрикамерные процессы в энергетических установках, струйная акустика, диагностика технических систем, приборы и методы контроля природной среды, веществ, материалов и изделий/ Сборник материалов XVI Всероссийской межвузовской научно-технической конференции. Часть II. Издательство «Отечество», - Казань. 2004. С. 104-105.

8. Заляев Р.Р. Особенности балансировки двухконсольных роторов турбомашин// Рабочие процессы и технология двигателей // Международная научно-техническая конференция. Тезисы докладов. Изд-во Казан. гос. техн. ун-та - Казань:, 2005. С. 201-202.

9. Заляев Р.Р., Метод расчета радиальной газовой силы, действующей на рабочее колесо центробежного компрессора / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р., Футин В.А. // Сб. докладов XIV Международной научно-технической конференции по компрессоростроению. ЗАО НИИтурбокомпрессор. Том 2. - Казань. 2007, С. 237 - 247.

10. 10. Заляев Р.Р. Определение осевых газодинамических сил, действующих на ротор малоразмерного газотурбинного двигателя / Евгеньев С.С., Заляев Р.Р. // Сб. докладов XIV Международной научно-технической конференции по компрессоростроению. ЗАО «НИИтурбокомпрессор». Том 2. - Казань. 2007, С. 230- 237.

Размещено на Allbest.ru

...