Анализ теплового состояния межроторных подшипников газотурбинных двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Анализ теплового состояния межроторных подшипников газотурбинных двигателей

Специальность 05.07.05

Тепловые двигатели летательных аппаратов

Кикоть Николай Владимирович

Москва 2010

Работа выполнена в Московском авиационном институте (государственном техническом университете).

Научный руководитель доктор технических наук, профессор Марчуков Евгений Ювенальевич

Официальные оппоненты доктор технических наук Колотников Михаил Ефимович

кандидат технических наук Рыженков Валентин Михайлович

Ведущее предприятие ФГУП «ЦИАМ «им. П.И. Баранова».

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы - Радиальные роликовые подшипники опор газотурбинных двигателей (ГТД) относятся к числу наиболее ответственных деталей, определяющих срок службы и надежность работы двигателей. Долговечность, грузоподъемность и надежность работы подшипников в значительной степени зависят от их рабочей температуры, осевых и радиальных градиентов температур колец.

Непрерывно растущая теплонапряженность современных авиационных ГТД, применение биротативных схем роторов приводит к необходимости использования межроторных подшипниковых опор. Эксплуатация межроторных подшипников (МРП) требует уточнения расхода масла по сравнению с подшипниками, работающими при неподвижном наружном кольце, так как масла, необходимого для прокачки через межроторный подшипник, требуется меньше. Это позволяет перераспределить расходы подаваемого масла на подшипник и элементы опоры, улучшая при этом тепловое состояние опоры в целом.

В связи с вышеизложенным, исследование температурного состояния межроторных подшипников является важной и актуальной задачей для авиационных ГТД.

Цель работы - Основной целью данной работы явилось проведение экспериментальных исследований температурных условий работы межроторных подшипников и на основе этих исследований разработка инженерного метода анализа теплового состояния подшипников ГТД.

Задачи работы -

1. Исследование проблемы работоспособности межроторных подшипников современных высокотемпературных ГТД.

2. Проведение экспериментальных исследований по установлению влияния скольжения роторов на суммарные потери мощности и на рабочую температуру подшипника.

3. Осуществление опытного подтверждения существования гидродинамического подобия течений потоков масла в каналах межроторных роликовых подшипников при внутреннем подогреве и уточнение обобщенного критериального выражения для внутреннего теплового потока.

4. Вывод обобщенной формулы для расчета минимально необходимой прокачки масла через подшипник с одновременным вращением колец, обеспечивающей заданный температурный режим его эксплуатации.

5. Разработка и экспериментальное подтверждение работоспособности подшипниковых опор ГТД в составе изделий 117С и 55И. Применение разработанного инженерного метода анализа теплового состояния подшипников для уточнения расходов масла опор ГТД.

Научная новизна - Новым в данной работе является то, что впервые в России проведено экспериментальное исследование теплового состояния межроторного роликового подшипника с измерением температур внутреннего и наружного колец с помощью двух ртутных токосъемников. При этом осуществлялся подвод масла на тела качения подшипника через отверстия, выполненные во внутреннем кольце. В процессе экспериментальных исследований установлен характер влияния скольжения колец на изменение суммарных затрат мощности на привод подшипника, на изменение температуры наружного и внутреннего колец подшипника.

Разработан инженерный метод, позволяющий оценивать тепловое состояние межроторных роликовых подшипников при любых значениях скольжения роторов.

Впервые разработана и реализована конструкция межвального радиально-упорного шарикоподшипника с подводом масла через внутренние полукольца. Работоспособность опоры подтверждена ресурсными и летными испытаниями в составе двигателя 55И.

Решена проблема проскальзывания межвального роликового подшипника в составе двигателя 117С путем фиксирования наружного кольца в корпусе центрального привода агрегатов. Экспериментально определен оптимальный расход масла через подшипник.

Даны рекомендации по потребному расходу масла и конструктивному исполнению межроторной опоры турбины двигателя 117С.

Автор защищает инженерный метод анализа теплового состояния радиальных подшипников главной трансмиссии авиационных ГТД, конструкцию и работоспособность разработанных автором опор современных авиационных ГТД.

Практическая ценность - Решена задача по определению теплового состояния подшипников главной трансмиссии авиационных ГТД. Применение разработанного метода анализа позволяет распределять потребные расходы масла на подшипники качения и элементы конструкции оптимальным образом. Тем самым, снижаются осевые и радиальные градиенты температур элементов подшипников и силовых элементов опор и повышается долговечность подшипников.

Реализация работы - Разработанный метод анализа теплового состояния подшипников внедрен в практику работы НТЦ им. А. Люльки. С его помощью определена и реализована потребная прокачка масла через опоры двигателей 55И и 117С.

Апробация работы - Отдельные результаты работы докладывались на следующих конференциях:

1. Доклад на V международной конференции «Научно-технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения» в г. Санкт-Петербурге в 2003 г.

2. Доклад на II научно-практической конференции молодых ученых и специалистов «Исследования и перспективные разработки в авиационной промышленности» в г. Москве в 2004 г.

3. Доклад на XIV международной научно-технической конференции по компрессорной технике в г. Казань в 2007 г.

4. Доклад на десятом международном салоне «Двигатели - 2008» «Научно-технический конгресс по двигателестроению НТКД-2008» в г. Москве в 2008 г.

5. Доклад на XIV международном конгрессе двигателестроителей в п. Рыбачье, Украина, Крым в 2009 г.

Публикации - По результатам выполненных исследований имеется 10 печатных работ, в том числе четыре патента, одна работа опубликована в ведущем рецензируемом научном издании «Вестник МАИ», 5 публикаций - в тематических сборниках и трудах конференций.

Структура и объем работы - Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, выводов к главам и общих выводов. Она изложена на 146 страницах, содержит 58 рисунков, 13 таблиц и список использованных источников, включающий 62 наименования.

межроторный подшипник газотурбинный

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы исследования, охарактеризована ее научная новизна и практическая значимость.

В первой главе описаны тенденции определения и снижения температурного состояния подшипников и, в частности, межроторных роликовых подшипников трансмиссий авиационных ГТД. Представлен обзор и анализ научных работ по теме диссертации. Определена основная цель диссертационной работы, сформулированы основные задачи для ее достижения и методы их решения.

Во второй главе представлены теоретические предпосылки к описанию процесса движения масла в каналах роликоподшипника без учета внешнего подвода тепла.

Сложное по характеру течение жидкости внутри канала роликового подшипника создает суммарное сопротивление его вращению. На установившемся режиме работы, по закону сохранения энергии, вся мощность, затрачиваемая на преодоление сил сопротивлений в подшипнике, практически целиком превращается в тепловой поток, идущий совместно с внешним тепловым потоком на повышение рабочей температуры подшипника.

В настоящей работе внутренний тепловой поток Q оценивается по методу, разработанному В.М. Демидовичем, в виде суммы тепловых потоков, эквивалентных потерям на гидродинамическое трение в зазорах между телами качения и кольцами Q_тр, и потерям на преодоление гидродинамических сопротивлений при движении и перемешивании масла телами качения в канале роликоподшипника Q_гидр

Q=Q_тр+Q_гидр = Cmd_р²U³ Вт,

где С - суммарный коэффициент сопротивлений, искомый параметр, учитывающий специфику движения жидкости внутри межроторного роликового подшипника.

После замены сложной картины течения масла внутри канала подшипника упрощенной моделью и проведения анализа, установлено, что течение может рассматриваться как вынужденное установившееся неизотермическое движение вязкой несжимаемой жидкости.

Это движение может быть описано системой уравнений, включающей в себя, совместно с присоединенными условиями однозначности, уравнение неразрывности, уравнения движения жидкости и уравнение переноса энергии, а также зависимости теплофизических параметров масла от температуры.

После проведения анализа этой системы уравнений методами теории подобия на основании - теоремы анализа уравнений получена структурная формула для искомого суммарного коэффициента сопротивлений C

С=(Re,Eu,Pr,Sh), (1)

где Re, Eu, Pr - определяющие критерии подобия по методу, разработанному В.М. Демидовичем (данный метод основан при условии неподвижности одного кольца подшипника).

Входящий в равенство (1) критерий Sh указывает на нестационарность течения масла в зазорах между телами качения и кольцами подшипников и, как следствие, на существование подобия в сходственные отрезки времени. Здесь будет наблюдаться периодичность, обусловленная временем развития и исчезновения эпюры давления в контакте ролика с беговой дорожкой кольца подшипника.

Движение масла в зазорах можно представить как условно стационарный процесс, непрерывно возникающих друг за другом течений между телами качения и кольцами. Изучение нестационарности такого процесса с одним неподвижным кольцом не представляет практического интереса при осредненной оценке сопротивления движению в зазорах. Однако, при скольжении колец подшипника наблюдается изменение значения критерия Sh. Это связано с различием кинематики подшипника с неподвижным кольцом и подшипника с одновременным вращением колец. На рис. 1 показаны зависимости для трех геометрически подобных подшипников.

Условия гидродинамического подобия течения жидкости в каналах роликоподшипников (С=idem) выражаются равенством критериев Re, Eu, Pr, Sh и подобием условий однозначности.

Рис. 1. Зависимость критерия Струхаля от соотношения частот вращения колец подшипника.

Решение уравнения (1) отыскивается экспериментальным путем в виде суммы двух частных решений, первое из которых С_тр представляет безразмерное сопротивление движению масла в зазорах между телами качения и кольцами, а второе С_гидр - безразмерное сопротивление движению масла внутри канала подшипника

C=C_тр+С_гидр=_тр(Re,Eu,Pr)+_гидр(Re,Pr,Sh).

Проведение экспериментальных исследований с межроторным роликовым подшипником и результаты испытаний необходимы для подтверждения принятых допущений, а также справедливости представленного решения для коэффициента сопротивлений С.

В третьей главе представлено описание экспериментального стенда, объекты исследования, методики проведения экспериментов. Приводятся основные результаты исследований межроторного роликового подшипника с подводом масла через внутреннее кольцо.

Исследование теплового состояния межроторного подшипника в зависимости от способа подачи масла проводилось на стенде Т14-15/1 ЦИАМ (рис.2), позволяющем испытывать подшипники с одновременным вращением колец как в одну, так и в противоположные стороны.

Рис. 2. Стенд Т14-15/1.

Машинная линия стенда состоит из двух электродвигателей постоянного тока (1) и (5), двух мультипликаторов (2) и (4) и испытательного узла (3).

Контроль состояния исследуемых подшипников проводился с помощью измерения температуры наружного и внутреннего колец подшипника и измерения температуры масла на входе и выходе из испытательного узла. В процессе испытаний изменялась частота вращения наружного кольца подшипника при неизменной частоте вращения внутреннего кольца и расход масла.

Для измерения температур колец исследуемого подшипника на обоих торцах наружного и внутреннего колец устанавливались по две диаметрально расположенные хромель-копелевые термопары. Провода термопар выводились к двум 12-ти точечным токосъемникам (6) и (7) (рис. 2).

Испытания межроторного подшипника 5-272822Р2У (рис. 3) на подшипниковом стенде проводились в два этапа.

На первом этапе испытаний исследовалось температурное состояние подшипника при подаче в него масла через отверстия во внутреннем кольце (рис. 3б). На втором этапе подача масла осуществлялась через боковые вращающиеся коллекторы (рис. 3а).

Диапазон частот вращения наружного кольца составлял от 13000 об/мин до 13000 об/мин противоположного вращения, при этом частота вращения внутреннего кольца составляла на всех этапах 10000 об/мин. Для определения влияния величины прокачки масла через подшипник на его температурное состояние были изготовлены пять форсунок с диаметрами жиклеров 0,8 мм, 1,0 мм, 1,2 мм, 1,5 мм и 2,0 мм. Радиальная нагрузка на подшипник была постоянной и составляла 300 кгс.

(а) (б)

Рис. 3. Испытательный узел.

Все измерения проводились на стационарном режиме, наступление которого фиксировалось стабилизацией по времени температур колец подшипника.

Сравнительный эксперимент показал (рис. 4), что при подаче масла в подшипник через коллекторы практически на всех исследованных режимах и при всех указанных величинах расходов температура внутреннего кольца подшипника выше температуры наружного кольца. Такое соотношение температур может привести, вследствие более интенсивного расширения внутреннего кольца, к выборке радиального зазора в подшипнике, вплоть до его заклинивания.

Рис. 4. Подача масла в подшипник через коллекторы.

При подаче масла в подшипник через отверстия во внутреннем кольце средняя температура наружного кольца выше температуры внутреннего кольца (рис. 5). При таком соотношении температур между кольцами выборка радиального зазора в подшипнике исключается, что благоприятно скажется на работоспособности подшипника.

Рис. 5. Подача масла через отверстия внутреннего кольца.

Четвертая глава посвящена расчету теплового потока межроторных роликовых подшипников ГТД.

Обработка результатов экспериментов первого этапа исследований позволила установить следующую уточненную критериальную зависимость для суммарного коэффициента сопротивления С без учета внешнего подогрева

С=1,26Re^-0,5Eu^0,5+1,810⁶Re^-kPr^-1Sh^-2,15. (3)

Уточнение выражения для С обусловлено коррекцией его составляющей С_гидр, характеризующей гидродинамическое сопротивление движению жидкости в канале подшипника.

С учетом (3) критериальное уравнение для оценки теплового потока (в Вт), эквивалентного потерям мощности межроторных роликовых подшипников, имеет вид

Q=(1,26Re^-0,5Eu^0,5+1,810⁶Re^-kPr^-1Sh^-2,15)md_p²U³. (4)

Коэффициент k берется из номограммы, разработанной в результате экспериментальных исследований. Для этого нужно задать расход масла и скольжение колец подшипника (рис. 6).

Рис. 6. Номограмма определения коэффициента k.

По полученному тепловому потоку (4), заданным расходом и температуре масла на входе в подшипник можно определить температуру межроторного подшипника.

Разработанный метод определения расхода масла через подшипник без учета внешнего подогрева может быть применен для расчета теплового потока геометрически подобных роликовых подшипников межроторных опор ГТД. Также данный метод применим для расчета теплового потока подшипников с одним неподвижным кольцом.

Пятая глава посвящена созданию и доводке подшипниковых опор экспортно-ориентированного двигателя АЛ-55И по заказу компании «HAL» (Индия) и двигателя 117С для самолета Су-35.

В ходе эксплуатации двухвальных ГТД АЛ-31Ф наблюдались случаи разрушения (проскальзывание) роликового подшипника передней опоры турбины низкого давления, так называемого «межвального подшипника» (МВП). Демонтаж двигателей в связи с обнаружением недопустимых дефектов МВП вызывает значительные материальные потери. При этом следует отметить, что в ГТД наземного применения АЛ-31СТ, созданного на базе АЛ-31Ф, случаев разрушения МВП не происходило. Это связано с различием выбегов роторов высокого и низкого давлений при остановке двигателя. Тенденция снижения частоты вращения ротора высокого давления в авиационном двигателе выше по сравнению со стационарным ГТД, при этом происходит изменение вращения роликов подшипника.

Дефект проскальзывания возникает потому, что между роликом и кольцами в нагруженной зоне подшипника образуются сжатые масляные прослойки (клинья) с большим удельным давлением жидкости, являющиеся следствием сопротивления выдавливанию масляной пленки при быстром движении ролика. При изменении направления вращения ролика до формирования его обратного движения между роликами и кольцами происходит скольжение. Это связано с малым временем переходного процесса и инерционностью сепаратора, в момент совпадения угловых скоростей колец, скорость сепаратора иная. Возможно, что при таких условиях происходит разрыв масляной пленки, с последующим трением и разогревом в зоне контакта ролика с кольцом.

Кардинальным решением данной проблемы является исключение изменения вращения роликов, т.е. исключить вращение наружного кольца. При данной конструктивной схеме подшипник расположен в корпусе центрального конического привода. В такой компоновке улучшается подвод масла на тела качения. Кроме того, подшипник опоры ТНД перестает быть межвальным, и, следовательно, исчезает взаимное влияние роторов высокого и низкого давления (рис.7).

Данная конструкция защищена патентом на изобретение, реализована на двигателе 117С.

В дополнение к основным испытаниям на стенде в ЦИАМ была проведена работа по определению потребной прокачки масла при минимальной нагрузке, которая согласуется с разработанным методом анализа теплового состояния подшипника. По результатам расчета установлена потребная прокачка масла для данной опоры, что подтверждается результатами испытаний, на основании дефектации подшипников.

Рис. 7. Конструкция передней опоры вала ТНД.

Далее в работе описывается узел передней опоры компрессора высокого давления (КВД) с межвальной опорой, созданный в процессе проектирования двигателя АЛ-55И. Двигатель разрабатывается с 2005 года. В процессе его проектирования возникли проблемы, связанные с отстройкой от критических частот вращения роторов. Ротор низкого давления удалось отстроить только постановкой межвального радиально-упорного шарикоподшипника в цапфу ротора КВД (рис.8).

Особенностью данной конструкции является реализация подвода масла на тела качения межвального подшипника через внутренние полукольца. Работоспособность опоры подтверждена ресурсными и летными испытаниями. Следует отметить, при испытаниях на «масляное голодание», масло подается только на основной подшипник КВД. При перевернутых полетах длительность «масляного голодания» достигала 30 секунд без каких либо проблем. На данную конструкцию получен патент на изобретение.

Рис. 8. Конструкция передней опоры КВД с межвальной опорой КНД.

Разработанный метод анализа теплового состояния не подходит для межвального шарикового подшипника. Для его уточнения необходимо провести дополнительную серию испытаний с шариковыми подшипниками. Однако, расход масла, установленный директивно для опоры двигателя 55И на основании анализа экспериментальных данных по роликовому подшипнику, оказался достаточным для нормальной работы узла.

Одним из недостатков существующей компоновки турбины двигателя АЛ-31Ф является подача масла на смазку и охлаждение подшипника через вращающиеся форсунки. Такая подача приводит к разрушению подшипника вследствие выборки радиального зазора. Поэтому одной из задач работы являлась разработка конструктивных мероприятий, направленных на улучшение работоспособности межроторной опоры турбины.

Рис. 9. Конструкция межроторной опоры турбины.

В предлагаемом варианте опоры межроторного подшипника (рис.9) при сохранении конструкции дисков и габаритов опоры, установлен роликовый подшипник большего типоразмера, у которого внутреннее кольцо расположено на валу ротора высокого давления, а наружное - на валу ротора низкого давления. Использование указанного подшипника приведет к значительному увеличению долговечности подшипника, при этом расход масла не увеличится по сравнению с существующим расходом из-за более эффективной его подачи. Это подтверждается расчетами, выполненными на основании метода анализа теплового состояния МРП и приведенными в диссертации.

Существующая конструкция межроторной опоры турбины двигателя 117С выполнена аналогично двигателю АЛ-31Ф. Отличием является подвод масла на межроторный подшипник через отверстия во внутреннем кольце. Реализованный подвод масла на тела качения межроторного подшипника через отверстия во внутреннем кольце благоприятно сказывается на тепловом состоянии подшипника. Это подтверждается ресурсными испытаниями двигателей. При этом расход масла, рассчитанный для данной опоры по разработанному методу, оказался достаточен для нормальной работы узла.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

1. Выполнен анализ влияния скольжения колец межроторного подшипника на его кинематические параметры. Составлен критерий кинематического подобия.

2. Получены экспериментальные зависимости температур колец подшипника от скольжения роторов при подводе масла через боковые вращающиеся коллекторы и через внутреннее кольцо подшипника.

3. Разработано критериальное выражение для расчета теплового потока в каналах геометрически подобных роликовых подшипников ГТД, работающих с учетом скольжения колец, с соблюдением условий гидродинамического подобия течения жидкости.

4. Проанализировано и составлено критериальное выражение для оценки теплового состояния межроторных роликовых подшипников при биротативном вращении колец.

5. Разработан инженерный метод анализа теплового режима межроторных роликовых подшипников ГТД, позволяющий оценить их основные параметры при скольжении колец без учета внешнего подогрева.

6. Использование предлагаемого метода на практике позволяет существенно снизить время на доводку подшипниковых узлов ГТД, увеличить их работоспособность и, как следствие, повысить надежность и долговечность работы самих ГТД.

7. На основе проведенных исследований разработаны и запатентованы конструкции опор для изделий 55И и 117С. Ресурсные и летные испытания изделий с такими опорами подтвердили высокую надежность работы предложенных конструкций.

СПИСОК РАБОТ, ОПУБЛИКОВАННЫХ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Зенкова Л.Ф., Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Марчуков Е.Ю. Межроторная опора газотурбинного двигателя. Патент № 2265742, F02C7/06.

2. Зенкова Л.Ф., Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Критский В.Ю. Узел межвальной опоры газотурбинного двигателя. Патент № 2303148, F02C7/06.

3. Зенкова Л.Ф., Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Критский В.Ю. Передняя опора турбины низкого давления газотурбинного двигателя. Патент № 2312997, F02C7/06.

4. Зенкова Л.Ф., Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Фомина О.Н. Передняя опора вентилятора газотурбинного двигателя. Патент № 2318136, F04D29/08.

5. Кикоть Н.В., Зенкова Л.Ф. Опыт создания и доводки силовой стационарной турбины АЛ-31СТ. - Конверсия в машиностроении. Вып. 5 2003 г.

6. Кикоть Н.В., Зенкова Л.Ф. Опыт создания и доводки передней опоры КВД малогабаритного ГТД. - Вестник МАИ. Т.14. №4 2007, С. 63-67.

7. Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Абашкина Н.Э., Фомина О.Н., Петров Н.И., Косинов Г.М., Цыкунов Н.В. Исследование работоспособности и теплового состояния межроторного роликоподшипника. - Конверсия в машиностроении. Вып.4/5 2007, С. 38-40.

8. Кикоть Н.В., Колобов Г.И., Еричева М.А. Межроторная опора газотурбинного двигателя. Вторая научно-практическая конференция молодых ученых и специалистов «Исследования и перспективные разработки в авиационной промышленности»: Статьи и материалы конференции. - М.: Изд-во МАИ, 2004. - 636 с., ил.

9. Кикоть Н.В., Критский В.Ю. Исследование проскальзывания межвального подшипника. - Конверсия в машиностроении. Вып.2 2008, С. 22-23.

10. Кикоть Н.В., Фомина О.Н. Исследование проскальзывания межвального подшипника. Научно-технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения: Труды V Международной конференции. СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2003. 623 с.

Размещено на Allbest.ru