Совершенствование работы масляных систем паровых холодильных машин Якименко Александр Иванович

Содержание к диссертации

Введение

1. Методы расчета скольжения с жидкой смажой

1.1.Течение смазки в подшипниках бесконечной длины 13

1.2.Течение смазки в подшипниках конечной длины 27

1.3. Методы инженерного расчета опор скольжения 36

1.4.Выводы и постановка задачи 49

2. Анализ поведения смажи в герметичных маслосистемах паровых холодильных машин с центробежными компрессорами

2.1.Особенности работы маслосистем холодильных машин 55

2.2.Диаграммы состояния маслохладоновых растворов 58

2.3. Изображение цикла движения смазки по маслосистеме центробежного холодильного компрессора в р-Т- диаграмме 59

2.4.Изображение цикла движения смазки по маслосистеме винтового компрессора, в р-Т- диаграмме 66

2.5.Физические характеристики маслохладоновых растворов, необходимые для расчета подшипников холодильных компрессоров 70

2.6.Выводы 75

3. Расчет характеристик радиального подшипника,смашваемого раствором хладагента в масле

3.1.Вывод исходных уравнений, описывающих работу радиального подшипника скольжения при малой толщине смазочного слоя. 76

3.2.Смазочный слой в подшипнике бесконечной длины 86

3.2.1.Изовязкостное течение чистого масла 94

3.2.2.Неизовязкостное течение чистого масла 95

3.2.3.Неизовязкостное течение маслохладонового раствора 98

3.3.Результаты расчета течения в подшипнике бесконечной длины 100

3.3.1 .Изовязкостное течение чистого масла 100

3.3.2.Неизовязкостное течение чистого масла 101

3.3.3.Неизовязкостное течение маслохладонового раствора 115

3.4. Вывод исходных уравнений, описывающих работу радиального подшипника конечной длины 125

3.5.Выводы 134

4.Экспериментальное исследование опорного подошнйка

4.I.Описание экспериментального стенда 135

4.2.Основные измеряемые величины и измерительная аппаратура 149

4.2.1.Измерение нагрузки на подшипник 149

4.2.2. Определение коэффициента кинематической вязкости смазки с помощью автоматического вискози метра 149

4.2.3.Определение абсолютной концентрации хладагента в маслохладоновом растворе 152

4.2.4.Измерение температуры смазочного слоя 154

4.2.5 .Измерение давления 154

4.2.6.Определение положения вала 155

4.3.Программа экспериментального исследования и методика проведения опытов 157

4.4.Результаты экспериментального исследования опорного подшипника 160.

4.5.Выводы 169

Заключение 170

Литература 173

Приложения 183

• Методы инженерного расчета опор скольжения
• Изображение цикла движения смазки по маслосистеме центробежного холодильного компрессора в р-Т- диаграмме
• Вывод исходных уравнений, описывающих работу радиального подшипника конечной длины
• Определение коэффициента кинематической вязкости смазки с помощью автоматического вискози метра

Введение к работе

В настоящее время внимание исследователей и создателей паровых холодильных машин все больше привлекают системы смазки. Эти системы должны обеспечивать надежность и долговечность всех узлов трения, в число которых входят подшипники. В большинстве случаев в паровых холодильных машинах используются герметичные масляные системы, в которых пространство над поверхностью смазки заполнено парами хладагента, способного растворяться в смазочном масле. Поэтому смазка подшипников компрессора производится не чистым маслом, а раствором хладагента в масле. Верхняя часть маслобака обычно соединена с испарительной системой и давление над поверхностью смазки в маслобаке равно давлению в испарительной системе. Вследствие этого концентрация хладагента в смазке /? зависит от режима работы холодильной машины. Концентрация Щ_я влияет на динамический и кинематический коэффициентв вязкости смазки JI и V . При определенных сочетаниях давления и температуры маслохладонового раствора р и Т достигается состояние насыщения его хладагентом, после чего дальнейшее повышение температуры Т или понижение давления р приводит к выделению парообразного хладагента из смазки - образованию в ней паровых пузырей, вспениванию смазки. Вспенивание вызывает нарушение нормальной работы подшипников скольжения, кроме того, при вспенивании может происходить выброс смазки в испарительную систему установки в период пуска комперссора, при котором происходит понижение давления в испарительной системе, маслобаке.

Переход через сосотояние насыщения смазки хладагентом в смазочном слое подшипника может приводить к нарушению сплошности смазочного слоя, уменьшению протяженности его несущего участка и вызванному этим понижению несущей способности подшипника. Однако все известные методы расчета подшипников скольжения с жидкой смазкой не учитывают возможность выделения из нее газовых пузырей. Более того, ряд рекомендуемых в технической литературе методик расчета подшипников скольжения основан на результатах решения, задачи о течении смазки о постоянным, независящим от температуры коэффициентом вязкости, что также.;, по - видимому, приводит к; завышению несущей способности подшипника,скольжения» дтш обстоятельства указывают на.целесообразность разработки более строгой математической модели, описывающей поведение смазкш в подшипниках паровых холодильных машин.

Выполненная,, работа, содержит результаты разработки матемаг-тической модели явлений, происходящих в смазочном слое радиального подшипника скольжения втулочного типа, смазываемого маоло-хладоновым раствором:, а: также некоторые результаты экспериментального исследования работы подшипника такого типа.

Целью работы являлось составление уточненной математической модели течения, маслохладонового раствора, во втулочном радиальном, подшипнике, получение расчетных статических характеристик таких подшипников при работе их на подобной смазке и сопоставление этих характеристик с характеристиками при смазке чистым маслом, полученным с?, учетом влияния, температуры на вязкость масла., а также:; при постоянной вязкости смазки.

В ходе работы для. выяснения, особенностей работы "подшипников паровых холодильных машин потребовалось произвести анализ поведения: смазки во всех основных элементах герметичной маслосисг темы. Этот анализ выполнен для холодильной машины с турбокомпрессором: и винтовым компрессором:. В работе: предложен наглядный способ представления: цикла движения смазки в координатах р - Т нав. диаграмме состояния, маслохладонового раствора, содержащей линии: постоянной концентрации Щя , предложены простые аналитические аппроксимации для р - Т - Т|_А зависимостей и кинематического коэффициента, вязкости V от температуры и концентрации в случае раствора хладагента ИІ2 в масле ТЗО , сформулированы новые граничные условия', определяющие протяженность смазочного слоя: при работе подшипника на маслохладоновом растворе, составлена, математическая модель подшипника бесконечной длины и приближенная; математическая модель подшипника конечной длины. Эти математические модели послужили основой для программ расчета статических характеристик радиальных втулочных подшипников на ЭЦШ. С помощью программ, написанных на алгоритмическом языке ШРТРАН-ІУ, и ЭЦШ типа;. ЕС 1022 получены характеристики рассматриваемых подшипников - зависимости коэффициента нагруженности 5" и коэффициента трения *Щ от относительного эксцентриситета вала во вкладыше при различных параметрах, определяющих работу подшипника бесконечной длины, позволяющие судить о влиянии параметров смазки перед подшипником на его работу.

Результаты расчетов, приведенные в работе, свидетельствуют, о том, что в случае разрушения несущего слоя при достижении уо ловий, соответствующих возможному образованию в смазке паровых пузырей, несущая способность подшипника рассматриваемого типа оказывается примерно вдвое меньше, чем при смазке чистым маслом с такой же зависимостью вязкости от температуры. Поэтому при расчете подшипников паровых холодильных машин, смазываемых маслохла-доновым раствором, следует учитывать снижение несущей способности по сравнению со случаем смазки чистым маслом.

Приближенная математическая модель подшипника конечной длины/ основана, на использовании результатов, относящихся к подшипнику бесконечной длины и опытных фактах,установленных в ряде ис- следований радиальных подшипников, свидетельствующих о сравнительно малом, изменении температуры смазки по длине подшипника. В этом случае коэффициент динамической вязкости можно считать неизменным по длине подшипника и упростить расчетные соотношения.

В первой главе диссертации содержится обзор литературы, посвященной расчету течения, смазки в радиальных подшипниках бесконечной длины и конечной длины, рассмотрены некоторые методы расчета таких подшипников.

Вторая глава посвящена анализу особенностей работы герметичных маслосистем паровых холодильных машин. В ней рассмотрено влияние режима работы холодильной машины на состояние смазки в основных элементах маслосистемы холодильного турбокомпрессора и холодильного масяозаполненного винтового компрессора. Здесь же приведены характеристики маслохладоновых растворов¹, необходимые для расчета, работы подшипников.

В третьей главе последовательно изложена с единых позиций теория установившегося течения смазки во втулочном полноохватном подшипнике бесконечной длины в случае смазки с постоянной вязкостью, при смазке чистым маслом с экспоненциальной зависимостью вязкости от температуры при обычно используемых граничных условиях, определяющих протяженность смазочного слоя, и при смазке маслохладоновым раствором; и условии, что смазочный слой разрушается после достижения состояния насыщения смазки хладагентом. Для каждого варианта смазки получены статические характеристики подшипника, которые сравниваются между собой. В последнем параграфе главы описана приближенная математическая модель подшипника конечной длины, основанная на предположении о независимости динамического коэффициента вязкости от координаты, отсчитывав- мой вдоль оси подшипника. Соответствующие программы и промежуточные выводы формул приведены в приложениях, помещенных в конце работы.

Четвертая глава посвящена экспериментальному исследованию работы подшипника, смазываемого маслохладоновым раствором. Здесь изложена методика измерения основных величин, приведено описание созданной экспериментальной установки и некоторых полученных результатов.

В заключительном разделе сформулированы основные выводы и намечены пути и задачи дальнейших углубленных экспериментальных, теоретических исследований подшипников холодильных паровых машин. і.жгода расчета подойников сжолыения с жидаой СМАЖОЁ

Как известно, все узлы маслосистем рассчитываются так, чтобы обеспечить надежную работу подшипников, уплотнений и всех узлов: регулирования^ нуждающихся в питании смазочным маслом. Поэтому сначала производится расчет этих узлов, а затем подбираются все остальные элементы маслосистемы: маслобак, насосы, охладители, фильтры, трубопроводы, клапаны и запорная арматура.

В подшипниковых узлах компрессоров паровых холодильных машин широко используются опоры скольжения с жидкой смазкой, причем в подавляющем большинстве случаев узел трения располагается, внутри герметичного корпуса, заполненного хладагентом. Лишь в сравнительно редких случаях подшипники холодильных турбокомпрессоров располагаются вне загерметизированного корпуса. Тогда холодильный агрегат приходится снабжать двумя маслосистемами: открытой, в которой масло контактирует с воздухом, и закрытой, обеспечивающей подачу смазки в уплотнения вала, герметизирующие проточную часть компрессора [б2] .

В открытой маслосистеме масло насыщается воздухом и смазка производится жидкостью, содержащей растворенный и диспергированный в ней воздух. Растворимость воздуха в смазочном масле не велика и наличие воздуха в смазке при расчете подшипников, как правило, не учитывается. Учет этого фактора приходится производить при проектировании двигателей летательных аппаратов, где изменение давления воздуха может приводить к выделению газовых пузырей из смазки. Это может вызывать нарушение нормальной работы подшипников.

В закрытых маслосистемах, характерных для холодильных компрессоров, масло контактирует с парами хладагента и насыщается ими, причем пары хладагента растворяются в смазочных маслах в значительно большей степени, чем воздух. Смазка подшипников холодильных компрессоров¹ производится, по существу, растворами хладагента в смазочном масле. Это обстоятельство влияет на вязкость смазки и поведение ее в зазоре между шейкой вала и подшипником. Однако последний фактор при расчете течения смазки до сих пор не учитывается. Подшипники скольжения холодильных компрессоров расчитываются на основе обычных результатов гидродинамичесз-кой теории смазки, используемых при проектировании опор трения, работающих совместно с открытыми маслосистемами.

В гидродинамической теории смазки можно выделить три основных типа задач: прямые задачи,связанные с определением гидродинамических сил и моментов по заданной геометрии смазочного слоя, обратные задачи - определение геометрии или отдельных геометрических параметров смазочного слоя с учетом некоторых условий, накладываемых на гидродинамические силы, моменты или другие связанные с ними характеристики, и, наконец комбинированные задачи, в которых приходится одновременно определять геометрию смазочного слоя и гидродинамические характеристики по заданным внешним нагрузкам.

Наиболее характерным примером прямой задачи является получение стационарного решения уравнений гидродинамики, описывающих течение смазки. При этом предполагается, что заданная геометрия зазора между шейкой вала и подшипником соответствует состоянию равновесия системы ротор-подшипники, статические внешние нагрузки, действующие на элементы этой системы, уравновешиваются реакциями смазочного слоя, определяемыми с помощью уравнений гидродинамики. В качестве уравнений гидродинамики смазочного слоя могут использоваться полные уравнения Навье-Стокса, упрощенные уравнения, полученные после отбрасывания инерционных членов, или приближенные уравнения, полученные после оценки порядка отдельных членов уравнения Навье-Стокса при малой толщине смазочного слоя и отбрасывания малых величин. І.І.ТЕЧЕНИЕ СМАЖИ В ПОДШПНИКАХ БЕСКОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ Литература, посвященная решению задач гидродинамической теории смазки, чрезвычайно обширна. На первом этапе развития этой теории рассматривались подшипники бесконечной длины, течения в которых можно считать плоскими и уравнения гидродинамики оказываются, за счет этого более простыми.

Основоположником гидродинамической теории смазки является; Н.П.Петров, опубликовавший в 1883 г. решение задачи о соосном шипе и подшипнике бесконечной длины [43]. В 1886 г. появилась работа Н.Е.Жуковского [l9], где указано, что при наличии радиальной внешней нагрузки шип обязательно должен располагаться эксцентрично по отношению к цилиндрическому подшипнику. Для доказательства этого положения использованы уравнения Навье-Стокса, записанные в цилиндрической системе координат и упрощенные за счет отбрасывания инерционных членов и предположения об отсутствии радиальной составляющей скорости течения U . В 1887 г. Н.Е.Жуковским! опубликована работа [20] , в которой для исследования течения в цилиндрическом подшипнике бесконечной длины использованы биполярные координаты: в этом случае окружности вала и расточки подшипника совпадают с координатными линиями, что упрощает запись граничных условий для скорости на твердых поверхностях. Уравнения движения линеаризованы за счет отбрасывания нелинейных инерционных членов, и допущения о постоянстве коэффициента динамической вязкости ht . Использование биполярных координат позволяет решить задачу о течении жидкости без введения допущения о малости зазора между шипом и подшипником. В работе [20| до конца рассмотрен случай одновременного вращения шипа и подшипника. Течение смазки между вращающимся валом и неподвижным подшипником рассмотрено в работе [Zl] , написанной Н.Е.Жуковским совместно с С.А.Чаплыгиным.

Работы Н.Е.Жуковского положили начало направлению гидродинамической теории смазки, которое не использует упрощение уравнений Навье-Стокса, основанное на предположении о малости зазора

71 между поверхностями шипа и подшипника по сравнению с радиусом вала Ъ . Это позволяет учесть влияние кривизны твердых поверхностей и найти изменение давления по ширине зазора. Биполярные координаты затем были использованы рядом исследователей, в частности авторами монографий 30,39 .В последней монографии рассмотрено решение полных уравнений Навье-Стокса для области течения между шипом и подшипником бесконечной длины в случае hi- COnst , причем доказана теорема единственности решения, к сожалению, численные результаты решения не приводятся.

Иное направление гидродинамической теории смазки основано на подходе, использованном 0.Рейнольдсом в работе [90] , опубликованной в 1887 г. Учитывая малость толщины смазочного слоя по сравнению с радиусом шейки вала можно сделать оценку порядка членов уравнений Навье-Стокса и произвести упрощение этих уравнений, оставив в них члены порядка единицы и отбросив члены порядка (^=^,/^ » где ₀- Н-*Со - разность радиусов расточки подшипника R и вала % . Метод оценки порядка членов близок к тому, который используется в теории ламинарного пограничного слоя[35] . В результате отбрасывания некоторых членов более высокого порядка малости, также как в теории пограничного слоя изменяется тип дифференциальных уравнений в частных производных -вместо дифференциальных уравнений эллиптического типа получаются.

15 уравнения параболического типа и возникают затруднения с удовлетворением части граничных условий, т.к. отбрасываются члены содержащие малый коэффициент при части старших производных. Сделанные упрощения позволили О.Рейнольдсу свести систему уравнений к одному уравнению второго порядка в частных производных для. давления О . В случае постоянной вязкости этого уравнения достаточно для решения гидродинамической части задачи. Если вязкость зависит от температуры / , то к уравнению Рейнольдса для давления О необходимо добавить уравнение баланса тепла и зависимость вязкости от температуры.

Обычно течение жидкости с постоянным коэффициентом динамической вязкости /II называют изотермическими. По нашему мнению, более правильно называть такие течения изовязкостными, т.к. температура потока, определяемая из уравнения теплового балланса, или уравнения энергии, при этом изменяется вследствие диссипации механической энергии потока в тепловую. При III* COTlSt гидродинамическая часть задачи может быть решена без рассмотрения тепловой части, т.к. уравнения гидродинамики при этом не зависят от температуры. Если вязкость не постоянна, а зависит от температуры, то соотвествующее течение далее будем называть неизовязкост-ным, хотя обычно такое течение называют неизотермическим. Неизотермическим, как было указано, является всякое течение вязкой жидкости. В работе [90Jуравнение для давления, называемое уравнением Рейнольдса, было получено для неизовязкостного течения смазки.

В рамках принятой постановки задачи щи ^<^1, давление оказывается неизменньм по толщине смазочного слоя, поэтому оно даже в случае пространственного стационарного течения в подшипнике конечной длины оказывается зависящим только от двух координат, и уравнение Рейнольдса для смазочного слоя содержит частные производные только по двум независимым переменным. В случае подшипника бесконечной длины получается обыкновенное дифференциальное уравнение для давления О . Поэтому 0.Рейнольде и многие другие его последователи рассматривали течение в подшипнике бесконечной длины, которое в случае изовязкостного течения может быть записано в виде . _6flV Ijjfs. . (i.i)

Здесь V - скорость поверхности вала, У - угловая координата (рисі.і) , п - толщина смазочного слоя, %т - минимальная толщина смазочного слоя.

В своем исследовании 0.Рейнольде также указал, что смазочный слой может воспринимать нагрузку только при эксцентричном расположении вала в подшипнике. Для интегрирования уравнения (і.і) 0.Рейнольде разложил давление в тригонометрический ряд и получил расчетную грузоподъемность подшипника, распределение давления по окружности шипа и коэффициент трения. К сожалению, использованный ряд плохо сходится при относительных эксцентриситетах ё я J'*> 0,6. Как показал Н.П.Петров |44],при выполнении вычислений в случае >0,б необходимо использовать не менее 14 членов ряда. При решении задачи в работе [90J предполагается, что линия действия внешней нагрузки делит дугу, заполненную смазочньм слоем, пополам. Характер изменения расчетных величин и их порядок оказались такими же как у опытных.

Дальнейшее развитие подход 0.Рейнольдса к решению задач' гидродинамической теории смазки получил в работах А.Зоммерфель-да [92,93 J . Им получены решения уравнения(і.і) в случае охвата вала смазочньм слоем на дуге равной 180 и при полном охвате ва- ' i_fi N

Ч- r і^ г ?

Рис. I.I. Схема расположения града смазо^го слоя в подшипнике:

Л - начало смазочного слоя; С - место $|«йа строчного слоя; В - сечение с минимальной толщиной джещад- & - сечение с максимальным давлением в слое; У ~ р>я₀в$& координата; j? - угол начала слоя; % - у_Г0Л обрыва сма^очво^р слоя; тп - минимальная толщина смазочного слоям. ^ » ла смазочным слоем. Кроме того, им установлены условия подобия смазочных слоев и введен безразмерный параметр, позволяющий оценить нагрузочную способность подшипника Ъ , называемый в современной литературе коэффициентом нагруженности или числом Зоммер-фельда.

Допущение о заполнении всего зазора между шейкой вала и подшипником смазкой приводит к тому, что давление 0 на части дуги оказывается ниже, чем в месте подвода смазки - разрежение по абсолютной величине равно избыточному давлению в смазочном слое. В реальных подшипниках конечной длины давление около торцов подшипника равно давлению в окружающей подшипник газовой среде. В случае понижения давления в зазоре между шипом и подшипником газ устремляется в этот зазор и в нем устанавливается давление, практически совпадающее с давлением в окружающей подшипник среде. Давление, более низкое, чем давление в окружающей подшипник среде в литературе иногда называют "отрицательным" , хотя абсолютное гидродинамическое давление отрицательным быть не может. Под "отрицательным" давлением подразумевается отрицательное значение разности Р"pa _f где ра - давление в окружающей подшипник среде. Наличие отрицательного давления в смазочном слое не подтверждается. Это явление является причиной несоответствия теоретических результатов Зоммерфельда для полноохватного подшипника опытным данным.

На том участке смазочного слоя, который расположен за областью его минимальной толщины, возможно возникновение обратного тока и отрыва, аналогичного отрыву в плоском диффузоре. На это обстоятельство обратил внимание автор работ [32,33]1 В зоне возвратного течения оценка порядка членов уравнений Навье-Стокса, использованная при выводе уравнения Рейнольдса для смазочного слоя, неправо- мерна и результаты решения уравнения Рейнольдса уже нельзя распространять на эту область.

Результаты решения уравнения (i.l) существенно зависят от выбора граничных условий, необходимых для определения констант интегрирования этого уравнения. От формулировки граничных условий зависит получаемая расчетом протяженность несущего участка смазочного слоя и положение вала в подшипнике при заданной внешней нагрузке, причем вопрос о выборе и формулировке граничных условий в случае подшипника бесконечной длины до сих пор остается дискуссионным[5, SO].

Сведения о границах смазочного слоя в подшипнике бесконечной длины получают на основе наблюдений за течением в подшипниках конечной длины. Все факты и обстоятельства, наблюдаемые в реальных подшипниках конечной длины, переносятся на подшипники бесконечной длины, положение смазочного слоя в которых рассматривается при этом как предельное положение, получаемое при увеличении длины подшипника до бесконечности. Общими факторами для всех конструкций с цилиндрической расточкой вкладыша, определяющими начало и конец смазочного слоя являются :

I.положение вала в подшипнике, характеризуемое относительным эксцентриситетом б , относительный зазор т и относительная' длина подшипника LjOt , (L - длина подлинника, и. - диаметр вала);

2.давление подачи или давление смазки перед подшипником/)/ и количество подаваемой смазки &i ;

3.коэффициенты динамической вязкости J& или кинематической вязкости V и их зависимость от температуры и давления, ;

4.место и способ подвода смазки.

При подаче смазки в зазор в какой либо точке участка АВ (рис.I.l) течение смазки между местом подачи и сечением с мини-

20 мальной толщиной слоя И-т ^точка В) оказывается, согласно опытным данным, устойчивым, т.к. канал между поверхностями вала и подшипника является конфузорным - толщина смазочного.слоя постепенно уменьшается. Протяженность участка с устойчивым течением зависит при неизменной геометрии зазора от количества протекающей смазки. На установившемся режиме количество подаваемой смазки равно количеству смазки проходящей через участок АВ и количеству, вытекающему из подшипника через его торцы. При уменьшении длины подшипника L и неизменной величине 0.1 все большее количество смазки вытекает через торцы, причем протяженность участка АВ по мере уменьшения длины подшипника L уменьшается. В таком же направлении влияет на длину участка АВ увеличение относительного зазора г . Эти выводы следуют из опытных данных Стантона [32,33, 95 J .

На протяженность смазочного слоя и его начало очень большое влияние оказывает размещение смазочных канавок, карманов, отверстий и т.п. В подшипниках двигателей внутреннего сгорания, у большинства компрессоров, турбин и насосов делают обычно одно-два отверстия или одну канавку, предполагая, что они окажутся в нерабочей части вкладыша. При расчетах часто принимается, что в подшипнике, полностью охватывающем вал, смазочный слой начинается, в сечении с наибольшей шириной зазора ( рисі.і)и в этом случае У$=0 . Если же подшипник охватывает вал лишь частично и линия действия внешней нагрузки делит угол охвата вала подшипником Уг - Уі пополам (центральное нагружение) , то смазочный слой начинается под углом (у_г-У{)/2 к линии действия нагрузки (рис. 1.2J, т.е. на кромке вкладыша. Подшипник, у которого У^-У^івО" , а нагрузка приложена перпендикулярно плоскости разъема вкладыша, принято называть половинным подшипником.

Рис. 1.2. Схема центральнонагруженного подшипника: 5^-5? - угол охвата подшипника; ($- У})/2- угол между линией действия нагрузки, началом и обрывом смазочного слоя.

Таким образом, началу смазочного слоя соответствует кромка вкладыша или сечение, где ширина зазора максимальна.

Существенное значение имеет предположение о месте обрыва смазочного слоя (точка С на рис.1.1) , определяемом углом Уг . Очевидно, что слой обрывается в диффузорной, расширяющейся части канала между валом и вкладышем, течение устойчиво лишь на небольшом расстоянии от минимального сечения. С увеличением угла диф-+-зорности, т.е. с увеличением б , устойчивость будет нарушаться на меньшем расстоянии от минимального сечения. Но в каком именно месте происходит разрушение несущего смазочного слоя, как нужно выбирать координату сечения % , до настоящего времени не установлено .

Для определения положения сечения, в котором заканчивается несущий смазочный слой используется одна из трех гипотез:

I.Смазочный слой обрывается в сечении, где ширина зазора минимальна, т.е. минимальна толщина смазочного слоя. Такой точки зрения придерживаются авторы работ [16,17,74,81,84,96]. При использовании этой гипотезы протяженность смазочного слоя оказывается наименьшей, действительная протяженность смазочного слоя может отличаться от найденной на основании этой гипотезы только в большую сторону, т.к. разрушение слоя вследствие появления возвратного течения на конфузорном участке не может происходить. Сокращение протяженности смазочного слоя приводит к уменьшению нагрузки, которую он может выдержать при заданной величине относительного эксцентриситета в , т.е. подшипник оказывается рассчитанным с запасом - действительная нагрузочная способность его оказывается более высокой, а действительная картина течения оказывается отличной от расчетной. Расчетное распределение давлений по длине смазочного слоя показано на рис.1.3 - кривая I. Избыточное давле-

Рис. 1.3. Кривые изменения давления на цилиндрической опорной поверхности подшипника:

I - кривая давления с обрывом в точкептіп ; 2 - кривая давления с обрывом в точке на кромке подшипника; 3 - кривая давле-ния при обрыве в точке ~fiw ⁼ 0 //^г О ниє в начале и конце слоя принимаются равным нулю, re.e.pfpjppa 2.Начало и конец несущего участка смазочного слоя задаются. Они соответствуют кромкам вкладыша с неполньм углом охвата. Положение начального сечения относительно линии действия внешней нагрузки при расчете задается, также, как и относительный эксцентриситет в . В сечении, где смазочный слой заканчивается, избыточное давление равно нулю, этому сечению соответствует точка С% и кривая 2 на рис.1.3 . Эта гипотеза используется в работах [ 59, 60,77,83,85,86,87,93,94]. При расчете нагрузочной способности подшипника учитывается участок смазочного слоя за минимальньм сечением, однако при этом на расчетной эпюре давлений может появляться область отрицательных давлений, что противоречит действительности.

3.Смазочный слой заканчивается в сечении, где давление равно давлению вокруг подшипника, причем эпюра давлений в этом сечении имеет минимум, т.е. область отрицательных давлений в смазочном слое отсутствует. Положение начального сечения по отношению к линии действия внешней нагрузки и относительный эксцентриситет в считаются заданными, но угловая координата конечного сечения Уг подлежит определению. Смазочный слой заканчивается в точке С₃ на рис.І.І;І.З , а эпюра давлений характеризуется кривой 3. Такой подход к определению протяженности смазочного слоя, использован в работах [НС, 78,9l] и у ряда других авторов.

Согласно третьей гипотезе в конце несущего участка смазочного слоя

В случае изовязкостного течения конечное сечение и сечение, в котором давление максимально, располагаются симметрично относи- тельно линии центров,проходящей через центр вала и вкладыша (рис.1.3) .

Третья гипотеза с физической точки зрения выглядит наименее противоречивой, но опыт показывает, что и она не всегда согласуется с действительностью. Это приводит к мысли, что при расчетах и исследованиях течения смазки не принимаются во внимание какие-то факторы достаточно существенно влияющие на течение. Экспериментальные исследования показывают, что граница смазочного слоя в его конце оказывается "размытой", все время образуются и распространяются вниз по течению "языки" смазки, указывая на неустойчивость течения вблизи конечного сечения.

Неустойчивости течения в конце смазочного слоя и пилообразной форме границы слоя может способствовать воздух или газы, растворенные в смазке или находящиеся в ней в виде мелких пузырьков (диспергированные в смазке). Специалистам по авиационным двигателям известно, что особенно сильньм оказывается влияние присутствия воздуха в масле при понижении давления окружающей среды. Это обнаружено еще при эксплуатации быстроходных двигателей внутреннего сгорания. За минимальным сечением, в диффузорной области канала, образованного валом и подшипником, протяженность смазочного слоя гораздо меньше протяженности к конфузорной части канала. В диффузорной части вследствие резкого понижения давления растворенный воздух, газы и пары масла выделяются из смазки,происходит нарушение сплошности течения и образуется размытая граница слоя, которую В.Я.Климов [27] назвал "кипящей" зоной подшипника.

При смазке подшипников холодильных компрессоров раствором хладагента в масле при понижении давления и повышении температуры также вероятно выделение из раствора паровых пузырей, разрушающих смазочный слой и приводящих к снижению нагрузочной способное- ти подшипника. Количественная оценка влияния выделения паровых пузырей на работу подшипников холодильных агрегатов в известной нам литературе отсутствует.

Практически во всех упомянутых работах рассматривается изо-вязкостное течение смазки. В этом случае решение задачи о течении смазки в подшипнике оказывается более простым. В справочной литературе, изданной в последние годы [ 5,б]рекомендации по расчету подшипников основываются также на результатах расчета изовяз-костных течений. В работе [ЗО] отмечается, что предположение о постоянстве вязкости сравнительно слабо влияет на результаты расчета нагрузочной способности подшипников. Однако, это справедливо,, по-видимому,только при малых коэффициентах нагруженности подшипника Ъ . В ряде работ, например, в работах И.Я.Токаря и его учеников [52,54] , работах В.А.Максимова и его сотрудников [Э5, 58,68], выполненных с использованием ЭВМ, рассмотрены неизовяз-костные течения смазки в подшипниках. В работе[54] использована зависимость коэффициента динамической вязкости от температуры и давления Jt*JU₀e , (1,3) в которой сС и р эмпирические постоянные, а М.о - коэффициент динамической вязкости при температуре Те и давлении р<> . Аналогичная зависимость, учитывающая только температурное влияние, использована в работе [58] . Необходимость учета переменности вязкости при расчете подшипниковых опор обнаружена В.Б.Шнеппом при исследовании колебаний слабонагруженных роторов турбокомпрессоров с учетом жесткости и инерционности смазочных слоев подшипников скольжения[б9].

Отметим, что еще в работе[7б]была предпринята попытка учесть влияние переменности вязкости, причем использовалась ли- нейная зависимость вязкости от координат, а не от температуры. В первом приближении подобная зависимость может приниматься линейной, но сама эта зависимость может быть получена в результате использования уравнения теплового балланса и формулы связывающей вязкость с температурой и давлением. При не очень больших изменениях давления например, при изменении давления на 1-2 МПа влиянием давления на вязкость, повидимому, можно пренебрегать.

При рассмотрении явлений, связанных с возможностью вспенивания смазки, вызванного изменением ее температуры, учет зависимости м от Т кажется необходимым.

1.2. ТЕЧЕНИЕ СМАЖИ В ПОДЖІШИКАХ КОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ

Реальные радиальные подшипники скольжения имеют конечную длину, поэтому течение в них оказывается не плоским, а пространственным (рис.1.4). Смазка движется не только в окружном, но и в осевом направлении, давление в осевом направлении также изменяется, причем у торцов оно равно давлению окружающей подшипник среды. Уменьшение давления у торцов подшипника конечной длины приводит к уменьшению коэффициента нагруженности 3 и коэффициента трения Щ , которые уменьшаются по мере уменьшения параметра , характеризующего относительную длину подшипника.

Поскольку изменение характеристик подшипников конечной длины по сравнению с характеристиками бесконечной длины в основном связано с торцевым истечением смазки из подшипника, то целесообразно иметь представление о количестве жидкости, вытекающей через торцы

Расчет течения в смазочном слое подшипника конечной длины может основываться на интегрировании уравнений Навье-Стокса для пространственного ламинарного течения смазки. В настоящее время интегрирование этих уравнений может быть выполнено численно с по-

Рис.I.4. Схема радиального подшипника конечной длины. мощью ЭВМ. Приближенные аналитические решения этих уравнений могут быть получены при использовании решений для подшипника бесконечной длины [39]. В работе [39] течение в подшипнике конечной длины рассматривается как результат сложения двух течений : основного, известного, соответствующего течению в подшипнике бесконечной длины, и добавочного, связанного с конечностью длины подшипника. Такой прием позволяет получить более простые уравнения , описывающие добавочное течение, чем полная система уравнений Навье-Стокса для радиального подшипника конечной длины. К сожалению решения, приведенные в [39] не доведены до чисел.

Течение в подшипнике конечной длины может быть также проанализировано с помощью уравнения Рейнольдса для смазочного слоя. В этом случае давление р зависит уже не от одной переменной, а от двух : угловой координаты V и осевой координаты Z

Все существующие методы расчета подшипников конечной длины можно подразделить на три группы:

I.Полуэмпирические методы расчета, в которых влияние торцевых истечений смазки учитываются полуэмпирическими зависимостями;

2.Теории, в которых задается изменение давления вдоль оси вала (обычно принимается параболическая зависимость или косинусоида);

3.Теории, в которых распределение давлений в окружном направлении и вдоль оси вала определяется из системы уравнений, описывающей течение смазки.

При расчете подшипников конечной длины обычно вводятся без размерные коэффициенты, учитывающие влияние относительной длины ЦІЇ на коэффициент нагруженности Ъ и коэффициент сопро- тивления Щ : **--5/о , Аі-І/І., (1.4) здесь o^ и Щоо - коэффициенты нагруженности и сопротивления для подшипника бесконечной длины, а о и % - для подшипника с относительной длиной l/d .

Для первой группы теорий коэффициенты /<1 и К_г зависят лишь от L/d , а в теориях второй и третьей групп не только от L/d , но и от относительного эксцентриситета в . Эти коэффициенты всегда меньше единицы.

Первая группа теорий была создана в течении начального периода развития исследований подшипников конечной длины. В этот период Э.Фальц [30] предложил следующие зависимости

ЬшИ+ф)'' і К_г-КіЩ*1. (1.5)

Поскольку первая группа теорий не учитывает влияние Ljdi на расположение шипа в подшипнике,_дчто весьма существенно сказывается на основных характеристиках подшипника конечной длины, эти теории не могут быть использованы для получения достаточно достоверных данных о работе подшипников.

В основу второй группы теорий заложено допущение о возможности связать давление с произведением двух функций, одна из которых зависит только от окружной координаты У , а вторая - только от осевой координаты 2 .

После введения функции давления /7=j'dpiр , (і.б) безразмерную функцию давления

П-Л&чЧгУ, (1.7) в этой группе теорий ищут в виде fl-DMffe), (1.8) где 2 = 22/*L . Кроме того, в большинстве случаев делается предположение о виде функций D() и f(2) или одной из них на основании данных опыта. Кажется естественным использовать в качестве функцииDiV) зависимость, соответствующую подшипнику бесконечной длины. Так сделано в работах [28,60,65,81] , где принято

Ъ(Ч>)-аП~, (1-9) причем Пао - функция давления для подшипника бесконечной длины.

Коэффициент d авторы первых двух работ находили из уравнения балланса расхода смазки, в других двух работах использован метод Ритца.

В работах [74,84,96] функция д(У>) определяется численно методом последовательных приближений. В этом случае распределение давлений получается более близким к действительному.

В работе [75] функция Ъ(У) аппроксимируется тригонометри-ческим полиномом вида Z^w^A'?/' , где й^я$/У< . Коэффициенты полинома С_к определяются из решения системы линейных уравнений, полученной методом Галеркина.

Во всех упомянутых работах рассматривается изовязкостная задача для которой функция давления прямо пропорциональна давлению.

Авторы работ [б0,8і] принимали {(Ъ)*СОЗ ХЕ/2, в остальных перечисленных выше работах

Основным недостатком второй группы теорий является то, что распределение давлений вдоль оси вала принимается с большой степенью произвола, а распределения давления по окружности принимаются подобными для всех значений В и . Распределение давлений вдоль оси вала близко к квадратичной параболе лишь при некоторых средних положениях вала [88]. Предположение о том, что D(*f) отличается от П~ лишь постоянным множителем, также приводит к большим погрешностям. В дальнейшем,теории, относящиеся ко второй группе, были улучшены авторами работ [8,80,88,100]. Более подробный анализ содержится в монографии М.В.Коровчинского[30].

В работе/30]вместо функции давления П введена новая функция (М_#/7 '^где И(4*ёсозу)*, (їло) связанная с функцией давления подшипника бесконечной длины соотношением причем _дг_{Р ,/dfft . і д%г , ,. тт.}

09* ¹Т' 0# H,W^F'- ^{ІЛІ)

Решение последнего уравнения найдено в виде f(^h!^wdA_Kl^ , (I.I2) Vwdc*Jln*-%r%r . (і.із) s*i Yi~%

Для отыскания коэффициентов C_KS и собственных чисел Л* использован метод Галеркина.

Величины Уі и УЪ соответствуют случаю подшипника бесконечной длины, т.е. границы смазочного слоя пршлолинеины и параллельны оси вала.

Иной метод расчета течения смазки в подшипнике конечной дли- ны, предложенный также автором работы [30] , также основан на использовании вариационных методов. Функция давления разыскивалась в виде /N/LS C_mUm(2)₉ (1.14) причем U_n*№{u6-1)%zl2.

Коэффициенты Cm были найдены в результате решения системы линейных уравнений. По существу, этот метод относится ко второй группе теорий для подшипников конечной длины. С его помощью М.В.Ко-ровчинский составил таблицы основных безразмерных параметров опорных подшипников конечной длины, которые в настоящее время широко используются в инженерной практике, несмотря на то, что результаты относятся к случаю изовязкостного течения, тогда как в действительности увеличение температуры смазки вследствие диссипации механической энергии вызывает уменьшение коэффициента вязкости смазки.

О необходимости учета тепловых явлений позволяет судить ра-бота[5б], в которой сопоставлены результаты расчетов упорного подшипника различными методами с опытными данными, относящимися к разрушающей нагрузке, затратам мощности, температурам. Одной из причин обнаруженного несовпадения расчетных данных с опытными является неучет изменения коэффициента вязкости смазки в подшипнике в случае высокой нагруженноети.

В работе [53] приведена методика расчета течения смазки с учетом изменения ее вязкости и безразмерные характеристики,необходимые для расчета опорного подшипника конечной длины с различными наперед заданными углами охвата вала смазочным слоем. При расчетах использованы результаты работы [82] , в которой система

34 уравнений, состоящая из уравнения Рейнольдса и притока тепла, решена методом конечных разностей, причем рассматривалось адиабатное течение, предполагалось, что теплообмен между смазкой и твердыми поверхностями отсутствует. Уравнения решались методом последовательных приближений. На несущую поверхность подшипника была нанесена сетка, содержащая 150 узлов. Сначала задавалось поле температур и решалось уравнение Рейнольдса. Результаты расчета поля давлений использовались для расчета уточненного распределения температур и динамических коэффициентов вязкости по поверхности подшипника. При расчетах принималось, что в месте обрыва слоя на основании гипотезы 0.Рейнольдса 0pluiP⁹O . В результате расчетов были найдены коэффициенты нагруженности, потери энергии в смазочном слое, количество подводимого масла, расход масла через торцевые участки, максимальные температуры смазки и количества энергии, уносимые через торцы при выбранных значениях.

Характеристики подшипника, полученные в работе [53] , достаточно хорошо согласуются с полученными М.В.Коровчинским при сравнительно небольших относительных эксцентриситетах б , т.е.при малых коэффициентах нагруженности. Однако при > 0,& расхождения между результатами расчета изовязкостного и неизовязкостно-го течения оказываются заметными.

Использованный в работе [53] метод позднее был распространен на случай нестационарного режима работы подшипника, когда относительный эксцентриситет ё изменяется с течением времени [54] .

Следует отметить, что во всех перечисленных выше работах предполагается ламинарное течение смазки, однако в ряде работ указано[29,89,97J , что ламинарное течение смазочного слоя может переходить в турбулентное. Наличие растворенных и диспергированных газов и воздуха в смазке также существенно влияет на условия работы и работоспособность подшипников [1,27,20,42].

Если смазка содержит растворенные и диспергированные газы, то в масле, подводимом к подшипнику,могут находиться мелкие пузырьки, изменяющие сжимаемость смазки, кроме того, в этом случае газовые пузырьки могут выделяться из смазки внутри несущего смазочного слоя при возрастании его температуры и уменьшении давления. Наличие растворенных газов может приводить к изменению коэффициента вязкости смазки.

При смазке подшипника не сплошной жидкой смазкой, а двухфазной средой, содержащей мелкие газовые пузырьки, условия работы подшипника изменяются. В ряде работ рассмотрено влияние газовых пузырьков на работу упорных колодочных подшипников 55,98,99 . В этом случае увеличивается время всплывания шипа, центр давления в смазочном слое смещается вниз по течению, изменяется толщина смазочного слоя при заданной внешней нагрузке по сравнению с- толщиной при работе на чистом масле. Понижение несущей способности узлов трения, работающих на смазке, содержащей воздух, отмечено также в работах [20,30,34] .

Выделение пузырьков газа из смазки вследствие резкого снижения давления в диффузорной части подшипника приводит к разрыву смазочного слоя и образованию "кипящей зоны" [2?].

В известных методиках расчета узлов трения подшипник рассматривается как отдельный самостоятельный элемент, без учета тех процессов, происходящих в системе смазки, которые могут приводить к изменению смазывающей среды. Однако в настоящее время появился ряд работ, в которых содержатся результаты анализа работоспособности центробежных компрессоров, свидетельствующие об отрицательном влиянии воздуха, содержащегося в смазке, на работу подшипников. В работах[?,24,34,55] показано, что при нормальных условиях вследствие контакта смазки с воздухом в турбинных маслах содержится до 8-1296 по объему растворенного воздуха. Присутствие воздуха ухудшает характеристики основных узлов маслосистемы: снижается подача насосов (вследствие ухудшения их кавитационных качеств), понижается эффективность маслоохладителей и несущая способность подшипников. В работе [і] отмечается , что воздух способствует процессам окисления масла и снижает его вязкость.

В герметичных маслосистемах компрессоров паровых холодильных машин масло контактирует не с воздухом, а с парами хладагента, которые растворяются в смазке.

В работе [бі] отмечено, что растворение хладагента в масле вызывает значительное уменьшение динамического коэффициента вязкости смазки. Результаты расчетов течения смазки, при которых учитывалось бы наличие в ней растворенных хладагентов, в литературе нами не обнаружены. І.З.МЕТ0.Щ ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА ОПОР СКОЛЬЖЕНИЯ

Долговечность, экономичность, надежность, а во многих случаях и габаритные размеры машин зависят от конструкции опор трения. Режимы работы подшипника при нормальных эксплуатационных условиях работы машины или механизма, в состав которых входит подшипник, определяют конкретные рабочие условия: величину и направление внешней нагрузки, угловую скорость вращения вала и зависимость этих величин от времени. От условий работы агрегата может зависеть давление газа вокруг узла трения и физические свойства смазки ( давление окружающей среды при изменении высоты в случае двигателя летательного аппарата, насыщаемость смазки хладагентом при изменении режима работы паровой холодильной машины с герметичной масляной системой) . Даже, если режим работы подшипника при нормальных эксплуатационных условиях является стационарньш(подшипники центро- бежного компрессора, работающего на стационарном режиме) , то в период запуска и остановки агрегата угловая скорость вала, а иногда и внешняя нагрузка, оказываются переменными. Подшипник, предназначенный для длительной работы на стационарных режимах, помимо сравнительно кратковременной работы в период запуска и остановки, иногда должен обеспечивать надежную работу агрегата при условиях, отличных от нормальных эксплуатационных. Например, подшипники крупного турбоагрегата должны обеспечивать надежную работу не только при высокой рабочей скорости вращения вала, но и на резко сниженной угловой скорости при вращении ротора валоповорот-ным устройством. Подшипники турбокомпрессора должны выдерживать динамические нагрузки в случае попадания компрессора в помпаж. Изменение внешней нагрузки на радиальные подшипники центробежного компрессора может зависеть от конструкции его проточной части[9]: при наличии выходных улиток, расположенных непосредственно за рабочими колесами, величина и направление радиальной нагрузки изменяются при изменении режима работы компрессора. Из всего сказанного следует, что при проектировании или поверочном расчете опор трения необходимо отчетливо представлять и учитывать конкретные условия агрегата, в состав которого входят подшипниковые узлы.

В зависимости от угловой скорости шипа в подшипниковом узле могут наблюдаться различные режимы трения. При малой скорости скольжения, например, при пуске или остановке центробежного компрессора, и очень тонком смазочном слое может иметь место режим граничного трения [30,50] с высоким коэффициентом трения. При возрастании скорости, поверхности скольжения отдаляются друг от друга вследствие возрастания давления в жидкой смазке, коэффициент трения быстро уменьшается, однако отдельные выступы шероховатости поверхностей все еще могут соприкасаться - режим трения оказывает- ся полужидкостным. Полужидкостное трение может наблюдаться и в период остановки вала. При дальнейшем увеличении скорости толщина смазочного слоя еще более увеличивается, исключается непосредственный контакт поверхностей, полностью разделенных смазочным слоем; сопротивление движению всецело определяется смазочной жидкости и скоростями в ней вблизи твердых поверхностей - трение в подшипнике оказывается чисто жидкостным.

При каждом из перечисленных режимов трения должны соблюдаться условия, гарантирующие работоспособность опоры, определяемые расчетной оценкой, причем методы расчета опор скольжения в зависимости от характера трения оказываются различными. Между жидкостным и полужидкостным трением трудно провести четкую границу, в расчетных методах для этих двух режимов встречаются сходные критерии. Жидкостное трение рассматривается на основе гидродинамической теории смазки. Полужидкостное трение рассматривается'контактной гидродинамикой.

Работоспособность опор, предназначенных для нормальной эксплуатации в условиях жидкостного трения, в период их работы при граничном трении определяется в основном антифрикционными и механическими свойствами материалов контактирующих поверхностей и прочностью тонкой пленки смазки, адсорбированной поверхностями шипа и подшипника и имеющей толщину около 0,1 мкм. Расчет опор жидкостного трения на граничное трение выполняется как поверочный при уже известных размерах подшипника на основе сравнительно элементарных оценок.

Выбор расчетных критериев при оценке работоспособности в условиях граничного трения обусловлен следующими соображениями. На прочность вкладыша или его антифрикционного слоя при статической нагрузке влияет величина удельного давления. Вследствие сложности учета площади фактической зоны контакта поверхностей шипа и подшипника, жесткости деталей, погрешностей их формы, закона распределения нагрузки по поверхности контакта в качестве критерия работоспособности принимается среднее удельное давление Dyg , которое не должно превышать допускаемое удельное давление [р] , установленное опытным путем на основании имеющейся инженерной практики. Среднее удельное давление подсчитывается по внешней нагрузке у , которая относится в случае радиального втулочного подшипника к площади , тогда условие работоспособности имеет вид р₀--$>l(td)ф<#]. (іде)

Значения [р] для различных подшипников приведены в справочной литературе, например, в [5,бЗ] .

Второй критерий работоспособности подшипника связан с прочностью адсорбированной масляной пленки, а также условиями сохранения смазывающей способности масел. Эти свойства зависят от температуры рабочей зоны подшипника, которая устанавливается в результате выделения и отвода тепла. Тепловыделение вследствие трения в кВт может быть подсчитано по формуле H'fW'ftdpJt. (і.іб)

Если принять коэффициент трения f постоянным, то удельное тепловыделение, приходящееся на единицу площади поверхности, окажется пропорциональным произведению рудУ , которое не должно превосходить допускаемую величину [pypV] , установленную опытным путем. Тогда критерий работоспособности может быть записан в виде faVtlfliV].

Допускаемые значения [р_Уд V ] приведены, например, в [63] .

Оценка работоспособности подшипника по критерию руд V является весьма грубой, так как введение этого критерия потребовало использования нескольких допущений. Коэффициент трения f не остается постоянным далее в узкой области скоростей скольжения V , соответствующей граничному трению, при оценке температурного состояния подшипника по критерию руд V не учитывается теплоотвод через твердые поверхности. Таким образом, величина y%V не полностью характеризует тепловое состояние поверхностей вала и подшипника, Затруднение возникает также при выборе величины скорости скольжения V , входящей в произведение pygv . Какая скорость входит в это произведение, если подшипник спроектирован для работы в режиме жидкостного трения при скорости V , отличающейся от скорости при режиме граничного трения? В справочной литературе нет конкретного ответа на этот вопрос.

Оценка работоспособности подшипника с жидкой смазкой по величинам, допускаемых на режимах граничного трения, является, как уже было указано выше, вспомогательной. Основной расчет производится для условий работы при жидкостном трении на базе результа- тов, к которым приводит использование гидродинамической теории смазки. К числу исходных данных, необходимых для выполнения расчета, относятся величина внешней нагрузки cr , ее направление по отношению к подшипнику, угловая скорость вращения вала LO ₉ физические характеристики смазки - зависимости динамического коэффициента вязкости уЧ' или кинематического коэффициента вязкости V , плотности J) и теплоемкости С от температуры 7 , а также давление и температура смазки & и 7J перед подшипником, давление на сливе pz и давление в окружающей подшипник среде pa . Диаметр шипа или шейки вала и во многих случаях оказывается заданным или же может вариироваться при расчете подшипника в сравнительно узких пределах. Например, диаметр шеек вала ротора центробежного компрессора определяется условиями динамической прочности ротора - условием достаточно большого отличия рабочей угловой скорости СО от собственной, или критической первой и второй скоростей вращения ротора коїшрессора ["48] . Такие геометрические характеристики радиального втулочного подшипника, как относительная длина -CjCL и средний относительный радиальный зазор ^^3, «/& могут быть выбраны на основании имеющихся в литературе рекомендаций. Подлежит определению относительный эксцентриситет Є и положение оси центров,проходящей через центры окружностей вала и подшипника, расход смазки ty и температура ее за подшипником 'z Минимальная толщина смазочного слоя ТЬтіп , связанная с относительным радиальным зазором ty , радиусом шипа #,= d/2 и относительным эксцентриситетом соотношением -fimin^s?o

В соответствии с общими рекомендациями по проектированию радиальных подшипников скольжения с жидкой смазкой [б] относительный зазор г может быть выбран в зависимости от расчета окружной скорости шипа V^s Ш?₀ на основании эмпирической зависи- мости

У'Ца-кҐУ⁴". (I.I9)

Эта зависимость приведена на рис.1.5 вместе с полями допусков. При малых Ф вследствие нагрева может происходить заклинивание вала в подшипнике. При излишне больших Чг пик давления в смазочном слое может быть велик, что вызовет перегрузку материала вкладыша. Максимальное давление ртах не должно превосходить среднее в смазочном слое более чем в 3-3,5 раза.

В формуле(і.193величина г связана только со скоростью V . В работе [4В] при расчете радиальных подшипников центробежных компрессоров используются формулы, приведенные в [74] . Уменьшение величины У согласно соотношениям, рекомендуемым в [48] вызывает увеличение мощности трения в подшипнике. Для №=-514рСШІС приводится величина V^s 0,001-0,002 . При больших значениях Ш рекомендуются большие относительные зазоры У с тем, чтобы обеспечить желательную величину повышения температуры йТ , ко-торая пропорциональна U) и обратнопропорциональна Ф . Например, для Ш=і510 род/С рекомендуется V* 0,0022? 0,0045 Верхний предел этой величины оказывается большим, чем в соответствии с рекомендациями работы [5J .

Диаметром и шириной шейки вала СІ и * в общем случае нельзя вариировать в широких пределах, так как при заданной нагрузке, как указано в [бЗ] произведение -id является величиной достаточно определенной для данного типа машины. Длину рабочей части вкладыша -ь выбирают учитывая с одной стороны допускаемую удельную нагрузку и тип машины, а с другой стороны условия оптимальной нагруженности, тесно связанные с тепловыделением и теплоотводом.

0,1 0.4 1,0 іб 25 40 & Ю 16 25 40 ВЬ 100

Рис. 1.5. Зависимость относительного зазора У.от окружной скорости вращения V .

Для ряда машин и механизмов обычно используемые относительные длины радиальных втулочных подшипников колеблются в пределах, указанных в таблице І.І , заимствованной из [бЗ].

При увеличении длины подшипника потери на трение в нем увеличиваются, а расход смазки - уменьшается, что при прочих равных условиях вызывает большее повышение температуры смазки А Т . Кроме того, при меньших отношениях на работу подшипника меньше влияет неточность изготовления и монтажа ("конусность поверхности, овальность, бочкообразность, прогибы вала и т.д.] . Поэтому при проектировании подшипников следует стремиться к тому, чтобы отношение соответствовало нижним пределам, указанным в таблице I.I. Однако более короткие подшипники также невыгодны, поскольку несущая способность уменьшается в связи с обильным вытеканием смазки через торцы.

Одним из основных критериев работоспособности подшипника являются максимальная температура смазки и минимальная толщина смазочного слоя. Несущая способность смазочного слоя может быть потеряна вследствие чрезмерного нагружения подшипника при данной скорости скольжения или вследствие теплового разрушения смазочного слоя[бЗ] . Сопротивление смазочного слоя раздавливанию сильно увеличивается с уменьшением толщины слоя, поэтому потеря грузоподъемности в опоре жидкого трения в основном происходит вследствие теплового разрушения смазочного слоя. Тепловое разрушение смазочного слоя связано с увеличением температуры в рабочей зоне до такого значения, при котором вследствие уменьшения толщины смазочного слоя происходит переход к работе в режиме полужидкостного трения. При этом коэффициент трения у возрастает, что вызывает прогрессирующее тепловыделение до тех пор, пока температура смазки не достигнет критического значения Ткр , при котором

45 Рекомендуемые относительные длины радиальных подшипников.

Таблица I.I. масло теряет свои смазывающие свойства и устанавливается непосредственный контакт между твердыми поверхностями, ведущий к их повреждению ( задирам, выплавлению баббита ) . Значения критической температуры смазочного слоя для некоторых масел приведены в таблице 1.2.

Вторым основным параметром, обеспечивающим работу в режиме жидкостного трения, является минимальная толщина смазочного слоя Тітпіп , выполнение условия Іітпіл > Икр

Реальный подшипник и шейка вала отличаются от идеальных тем, что их поверхности являются шероховатыми, форма этих поверхностей отличается от цилиндрической, возможна их деформация. Оси вала и расточки подшипника могут быть непараллельными вследствие прогиба вала или дефектов монтажа агрегата. Поэтому в реальном подшипнике разделение вала и вкладыша смазочным слоем наступает при значительно большей расчетной толщине смазки, чем толщина граничного слоя смазки, которая для многих случаев находится в пределах 0,1-0,3 мкм. Наличие устойчивого жидкостного смазочного слоя обычно обеспечивается при условии птіп ⁼ 71кр * 2мкм , Предельная толщина смазочного слоя Иф определяет границу перехода,которой режим полужидкостного трения сменяется жидкостным или наоборот.

В общем случае критическая толщина Икр определяется формулой [ 50 J:

Икр ^Аш* Абкл + йп* Ад+ йа , где ши и Шкл- высоты микронеровностей поверхностей шейки вала и вкладыша, тъъ , rig и "Ud - величины, учитывающие соответственно перекос осей, прогиб средней линии вала по длине подшипника и отклонения от теоретического профиля продольного сечения вала и вкладыша (конусность, бочкообразность поверхностей) . Более под-

Критические температуры смазки 63

Таблица 1.2. робные рекомендации по определению^^ содержатся в [5,50]. В работе [ 63] величину тітілі рекомендуется оценивать на основании соотношения Иггил^ 1,4 Пкр

Угол охвата подшипника 6 if зависит от конструкции вкладыша и выбирается в зависимости от характера внешних нагрузок. Для подшипников, которые должны воспринимать нагрузки, постоянные по направлению, применяют вкладыши с углом охвата Лу^ 150 . Если внешние нагрузки переменны по направлению, то используются вкла-дышы с углом охвата &{Р>1&0 . Угол охвата шейки вала смазочным слоем может быть меньше, чем конструктивный угол охвата А зг

При работе подшипника в режиме жидкостного трения к основным параметрам, характеризующим работоспособность опоры можно отнести коэффициент нагруженности о , коэффициент сопротивления Щ и коэффициент расхода смазки О , связанные с величиной внешней нагрузки V^і , потерями мощности на трение А/ и расходом смазки О, простыми соотношениями : >'-Є (tuOJUrtl У¹, (1.20) y-artojK»/^, (I.2I) й*М²<Л)Ч>/2 . (1.22)

Безразмерные параметры о , Щ и J зависят от конструкции вкладыша, условий подвода и отвода смазки и положения шейки вала во вкладыше, характеризуемого относительным эксцентриситетом 6 . Они могут быть получены на основании опытных данных или в результате решения задачи о течении смазки в подшипнике методами гидродинамической теории смазки. Для ряда конструкций соответствующие графические зависимости приведены в справочной литерату- [53]) ре и монографиях по теории и расчету подшипников, упоминавшихся в настоящей главе. Большая часть отечественных справочных изданий содержит данные первоначально приведенные в работе [ SOj , основанные на рассмотре-нии изовязкостных течений. В этом случае под величиной U , входящей в формулы (1.20) и(і.2і) , понимается среднее значение динамического коэффициента вязкости J^cp , определенное по уравнению теплового балланса и зависимости jam методом, изложенным в [б] . Пример такого расчета приведен в Приложении I, где указаны величины, характеризующие рассмотренный подшипник. Результаты расчета нагрузочной характеристики этого подшипника, полученной при двух вариантах подвода смазки, показанных на рис.1.6, для изовязкостного течения ( по данным работы [5] )и для неизовязкостного течения рассчитанного на основании работы

, приведены на рис.1.7. В рассматриваемом случае способ подвода смазки в случае использования исходных данных для изовязкостного течения слабо влияет на нагрузочную характеристику подшипника, более заметные различия в характеристиках вызвал учет переменной вязкости. На рис.1.8 приведены соответствующие зависимости для коэффициента нагруженности этого же подшипника.

1.4.ВЫВ0Д)1 И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

Учитывая то обстоятельство, что в справочной литературе, по расчету радиальных подшипников скольжения с жидкой смазкой,вышедшей в самые последние годы [б] , расчет подшипника рекомендуется производить на основе данных, полученных при рассмотрении изовязкостного течения, можно полагать, что такой подход удовлетворяет в большинстве случаев запросы практики. В то же время при решении таких конкретных задач, как уточнение расчета динамических характеристик роторов центробежных компрессоров, оценка жесткости и инерционности опор на основе рассмотрения изовязкостного

Рис. 1.6. Схемы подачи смазки в подшипник скольжения: а - подача в ненагруженную часть подшипника; б - подача в рабочую зону подшипника. _{9ю'н і} ^jfyl _m

0,4 0,6

Рис. 1.7. Зависимость нагрузки J на подшипник скольжения от относительного эксцентриситета Є : I - неизовязкостное ламинарное течение [53J ; 2 - изовязкостное ламинарное течение lb] , способ подачи смазки (рис.1.6.б^ 3 - изовязкостное ламинарное течение [ъ] , способ подачи смазки (рис. 1.6.а} . _о,4

0,4 0,6

Рис. 1.8. Зависимость коэффициента нагруженности і от относительного эксцентриситета е при различных методах рас- чета:

I - неизовязкостное ламинарное течение [5] ;

2,3 - изовязкостное ламинарное течение [5] при способах подачи смазки, показанных на рис. 1.6.а,б. течения смазки оказывается уже недостаточной [69] и приходится прибегать к использованию результатов расчета неизовязкостного течения. При использовании современных вычислительных средств не-изовязкостное течение поддается численному исследованию [Зб,54] . В то же время влияние таких факторов, как наличие в смазке растворенных газов, еще не получило достаточной расчетной оценки. Вопрос о влиянии хладагентов, растворенных в смазочном масле, на работу радиальных втулочных подшипников центробежных компрессоров паровых холодильных машин в литературе пока не рассмотрен. Этому в первую очередь посвящена настоящая работа.

При исследовании течения смазки, содержащей растворенный хладагент,возможны были несколько различные подходы к решению задачи. Можно было заняться сразу изучением течения в подшипнике конечной длины,воспользоваться уравнением Рейнольдса и уравнением балланса теплоты, проинтегрировать их численно с помощью ЭВМ и сопоставить результаты, полученные в случае смазки чистым маслом и содержащим растворенный хладагент. Однако при таком подходе удалось бы получить менее наглядные результаты, чем при рассмотрении в общем виде более частной задачи - подшипника бесконечной длины - и использовании ЭВМ лишь на конечном этапе: при решении уравнений, полученных в результате интегрирования исходных дифференциальных зависимостей. Этот путь казался более предпочтительным. Поэтому в дальнейшем основное внимание уделено задаче о подшипнике бесконечной длины, результаты решения которой можно использовать при построении решения подшипника конечной длины.

Состав смазки, подаваемой в подшипник герметичной маслосис-темы паровой холодильной машины, зависит от давления и температуры в маслобаке, поэтому, прежде, чем рассматривать задачу о тече- ний смазки в подшипнике, необходимо рассмотреть поведение ее в маслосистеме. Кроме того, для расчета подшипника необходимы физические характеристики смазки, содержащей растворенный хладагент. Получению таких характеристик также пришлось уделить внимание.

Полученные расчетно-теоретические результаты нуждаются в экспериментальной проверке. Для такой проверки необходимы специальные экспериментальные установки.

Исходя из всего изложенного выше автор поставил перед собой следующие задачи: .произвести анализ поведения смазки в герметичной системе паровой холодильной машины с турбокомпрессором и винтовым компрессором; ^.рассмотреть течение смазки и получить характеристики радиального втулочного подшипника бесконечной длины при смазке его чистьм маслом и содержащем расстворенный хладагент, способный выделяться из смазки внутри подшипника; ^.произвести на основании результатов расчета подшипника бесконечной длины оценку характеристик подшипника конечной длины при работе на смазке, содержащей растворенный хладагент;

4).разработать экспериментальную установку, пригодную для исследования работы радиального втулочного подшипника на смазке, содержащей растворенный хладагент;

5).получить экспериментальные данные, характеризующие особенности работы подшипника на смазке, содержащей растворенный хладагент.

2.АНАЛИЗ ПОВЕДЕНИЯ СМЭШ В ГЕРМЕТИЧНЫХ МАСЛОСИСТЕМАХ ПАРОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН С ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ И ВИНТОВЫМИ

КОМПРЕССОРАМИ Центробежные и винтовые компрессоры паровых холодильных машин имеют, как правило, герметичные системы смазки, в которых рабочее вещество контактирует со смазочным маслом, причем давление в маслобаке холодильных турбомашин оказывается близким к давлению в испарительной системе. Это отличает системы маслоснабжения паровых холодильных машин от системы маслоснабжения центробежных компрессоров общего назначения или маслосистем паровых и газовых турбин. Большая растворимость рабочего вещества холодильной машины в маслах приводит к изменению физических свойств смазки, что приводит к появлению особенностей в работе узлов трения и делает целесообразным рассмотрение их работы не отдельно от работы мас-лосистемы и машины в целом, а как неотъемлемых составных частей маслосистем, функционирующих совместно с паровой холодильной машиной. Для анализа поведения смазки в системах маслоснабжения паровых холодильных машин необходимо располагать диаграммами и зависимостями, характеризующими свойства растворов рабочих веществ в маслах. Без этих зависимостей невозможен расчет работы подшипников скольжения с учетом специфических эффектов, появляющихся при смазке узлов трения маслохладоновыми растворами.

2.1.ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ МАСЛОСИСТЕМ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН Подробное описание маслосистем холодильных машин с центробежными и винтовыми компрессорами можно найти, например, в [23,62,6^. Поэтому ограничимся рассмотрением принципиальной схемы маслоснабжения, содержащей лишь основные узлы системы. Такая схема изображена на рис.2.1 для холодильной машины с центробежным компрессором, а на рис.2.2 - для машины с маслозаполненным винтовым комп-

Рис. 2.1. Схема герметичной маслосистемы центробежного холодильного компрессора:

I - маслобак; 2.- насос; 3 - маслоохладитель; 4 - фильтр тонкой очистки; 5 - подшипники; б - редукционный клапан.

Рис. 2.2. Схема маслосистемы винтового маслозаполненного холодильного компрессора:

I - рабочая полость компрессора; 2 - подшипники скольжения; 3 - маслоотделитель; 4 - маслонасос; 5 - маслоохладитель. рессором.

В маслосистеме центробежного холодильного компрессора смазочное масло контактирует с газообразным хладагентом, заполняющим верхнюю часть маслобака I, т.к. последний соединен с испарительной системой холодильной машины. Помимо маслобака основными узлами маслосистемы являются: маслонасос 2, маслоохладитель 3, фильтр тонкой очистки 4, узлы трения ( подшипники) 5 и редукционный клапан 6. В маслобаке масло насыщается хладагентом и смазка подшипников производится не чистым маслом, а раствором хладагента в масле. Температура и давление смазки, находящейся в масло-системе, изменяются в широких пределах: от 0,1...0,3 МПа( в маслобаке) до 0,6...0,7 МПа (за маслонасос ом,) , от 40...50 С (за маслоохладителем ) до 70 С (при выходе из подшипника) . В маслобаке происходит насыщение смазки хладагентом, а внутри смазочного слоя; подшипников и при выходе смазки из подшипников может происходить вспенивание ее вследствие выделения газообразного хладагента [ 10, 14,15,67,70] .

В маслосистеме винтового маслозаполненного холодильного компрессора (рис.2.2) также имеется маслонасос 4, маслоохладитель 5 и подшипники 2. Кроме того в систему включается маслоотделитель 3. Особенностью маслосистемы винтового компрессора, например, компрессора типа 5ВХ-350/5ФС [23] , отличающейся от системы мас-лоснабжения турбокомпрессора, является наличие маслоотделителя, расположенного на стороне нагнетания компрессора. Впрыск части масла в рабочую полость винтового компрессора приводит к интенсивному поглощению паров хладагента смазкой, которая за маслоотделителем оказывается насыщенной рабочим веществом. В узлы трения поступает не чистое масло, а маслохладоновый раствор [ 12,41,7 i] .

Таким образом, подшипники скольжения центробежных и винтовых холодильных компрессоров, имеющих герметичную маслосистему, смазываются не чистым маслом, а растворами рабочего вещества в масле.

2.2.ДИАГРАММЫ СОСТОЯНИЯ МАСЛОХВДОНОШХ РАСТВОРОВ Физические свойства смазочных масел зависят от состава или сорта масла и температуры. Физические свойства маслохладоновых растворов зависят от сорта масла, свойств хладагента, концентрации хладагента в масле Щ_л и температуры смазки І . Концентрация хладагента в масле Щц зависит от температуры і: та давления р , а также от времени контакта масла с парами хладагента. При достаточно большом времени контакта достигается равновесная концентрация хладагента в масле, зависящая только от температуры t и дав-ленияу? . Время релаксации маслохладонового раствора зависит от интенсивности перемешивания смазки и составляет несколько часов [66,67]. Учитывая; что даже в остановленной, но подготовленной к работе холодильной машине, можно считать, что в маслобаке масло-хладоновый раствор находится в состоянии насыщения - его концентрация W/t зависит от давления и температуры в баке. Следовательно, для определения >ц в маслобаке можно использовать диаграммы состояния насыщенного маслохладонового раствора. В технической литературе имеются р- Т- Щ_я - диаграммы растворов некоторых хладагентов в различных марках масла[II,37,40,6IJ. Эти диаграммы обычно представляются в виде графических зависимостей 0 от 5^ при различных значениях t . Однако для анализа поведения, смазки в маслосиетеме, по нашему мнению, более удобны зависимости давления р от температуры t при различных значениях Щ^ .

Для выполнения расчетов на ЭВМ удобны аналитические аппроксимации Р~Т~ Щ r - зависимостей в интересующей области температур и давлений. В случае раствора хладагента масле 730пред- ложена следующая аппрокимационная зависимость p_{s R} (0,0009 Т- 0,253)+0,0012 Т- 0,564 где,/? в - МПа, ё_я в- /о, Т в - К. справеджвая при 300 < Т < 330 К и 0,05 ^ р ^ 0,45 МПа [ilj . Согласно [бі] р-Т~ Ш я~ диаграмма раствора хладагента в минеральном масле может быть заменена аппроксимационной зависимостью причем //"' 1/Т+ 0,0026726 3/Т- 0,007951-0,6625-10*7, а значения. Д(?_л)и и (Щ_к) приведены в [бі]в табличном виде.

Отдельные участки р- Т- Щ# диаграмм растворов хладагента R.12 в масле Т30 и HQ2 в масле ХА-30 приведены на рис.2.3 и 2.6. Исходные данные для построения зависимости р(Т_у Щ_л) в случае раствора в масле ХА-30 заимствованы из [37] .

2.3.И30БРАЖЕШЕ ЦИКЛА ДВИЖЕНИЯ СМАЖИ ПО МАСЛОСИСТЕМЕ

ЦЕНТРОБЕЖНОГО ХОЛОДИЛЬНОГО КОМПРЕССОРА В

ДИАГРАММЕ

В качестве примера представления цикла движения смазки по маслосистеме турбокомпрессора паровой холодильной машины с помощью р-1~ /е" диаграммы рассмотрим случай работы компрессора на хладагенте Я22 при смазке подшипников маслом T30[l4] .

Для того, чтобы облегчить анализ явлений, происходящих в маслосистеме и смазочных слоях подшипников, целесообразно ввести понятие относительной концентрации хладагента в масле [14]

coca; я-

Ркс. 2.3. Цикл движения смазки в маслосистеме центробежного холо-льного компрессора в диаграмме Р-Т- f * для смеси масла ТЗО с RI2--состояние смазки в маслобаке; 2 - состояние смазки после масло- - состояние

, d- после маслоохладителя: 4 - состояние перед подшипником; стояние после подшипника; б - место вспенивания смазки.

Р,№а

Рис. 2.4. Процессы.в маслосистеме холодильного турбокоїшрессора огент его пуска в диаграмме Р- Т- /? для смеси масла ТЗО с RI2: А А" СЪ С - состояние смазки в маслобаке перед пуском ком- ccopa;'-;лы движения смазки в маслосистеме при различных давлениях в ис-мтельной системе в момент пуска турбокомпрессора. где я - концентрация хладагента в смазке в данной точке системы, Щ_аіі - концентрация в той же точке при условиях насыщения для тех же значений р и Т.

Если маслохладоновый раствор находится в состоянии насыщения* то _л = W*// и Щ_л= I . Повышение температуры смазки Т или понижение давления р приведет к вспениванию смазки вследствие выделения из нее газообразного хладагента. При Щ^ I смазка ненасыщена хладагентом и представляет собой раствор хладагента в масле. На D- Т- Ш_л - диаграмме линии постоянной относительной концентрации 5_Л ⁼ COtlSt совпадают с линиями постоянной концентрации я , а величина Щ_н зависит от начальной концентрации насыщения Ш/ш .

Рассмотрим при помощи р-Т~ Щц - диаграммы, показанной на рис.2.3, процесс изменения состояния маслохладонового раствора в основных элементах системы смазки турбокомпрессора.

Примем, что в маслобаке (точка I) температура смазки fj=55C, а давление над поверхностью смазки равно давлению в испарительной системе pi =0,15 МПа. Абсолютная концентрация хладагента насыщающегося при этих условиях масло Т30 , находящееся в баке, *Sw⁼ 2,5 % . За маслонасосом (точка 2) давление оказывается более высоким, а температура сохраняется практически прежней. Все маслопроводы на этом участке маслосистемы целиком заполнены жидкой смазкой и дальнейшее насыщение ее хладагентом не может происходить. В точке 2 относительная концентрация ^2=5^/ wz» ^{а а}^"" солютная - такая же, как в точке I, т.е. .Из диаграммы следует, что в точке 2 при р_г = 0,41 МПа и t₂ = 55С , ^янг ~ ^»5 /, следовательно 2 = 0,33 < I и раствор ненасыщен В маслоохладителе вследствие гидравлических потерь давление несколько понижается, снижается и температура смазки, но концентра?-

62 ция хладагента в ней не изменится. Если за маслоохладителем (точка 3) Рэ = 0,39 МПа и t₅ = 45С, то Щ_яън= 10%. При этом 'Ш/гэ - 2,5%, следовательно _ЛЗ= 0,25, т.е. еще ниже, чем за мас-лонасосом.

В фильтре тонкой очистки и редукционном клапане происходит понижение давления смазки, а температура ее и концентрация Ш_л остаются прежними, однако относительная концентрация _л при этом возрастает. Дросселирование смазки в редукционном клапане должно быть таким, чтобы состояние насыщения перед подшипниками (точка 4) не было достигнуто, иначе произойдет вспенивание смазки перед поступлением ее в узлы трения. Обычно для обеспечения нормальной работы подшипников редукционный клапан поддерживает давление Р4 на 0,15...0,18 МПа превосходящее давление в маслобаке р,, . При указанном на рис.2.3 положении точки 4 В/е/м = 8%, поэтому 4 ⁼ 0»31, т.е. ₄ значительно ниже, чем в маслобаке, где Щщ = I.

В подшипнике температура смазки увеличивается за счет теплоты трения, а давление в смазочном слое сначала возрастает, а затем уменьшается практически до давления в маслобаке. Обычно подшипник расчитывается так, чтобы повышение температуры смазки в нем не превышало Ю...15С. Состояние смазки при выходе ее из подшипника характеризуется на рис.2.3 точкой 5. Точка пересечения кривой 4 - 5,условно изображающей изменение параметров смазки в подшипнике, с линией постоянной концентрации Щ_м = 2,5% определяет условия, при которых может начаться вспенивание смазки в подшипнике и разрушение вследствие выделения газовых пузырьков несущего смазочного клина (точка 6) . Вспененная смазка по сливным трубопроводам попадает в маслобак, где смешивается с находящимися в нем маслохладоновым раствором. В процессе вспенивания температура смазки несколько снижается. Анализ цикла движения смазки в масло-системе позволяет судить о том, когда и где возможно вспенивание и нарушение целостности смазочного слоя в подшипнике. Такой анализ позволяет объяснить явления, происходящие в маслосистеме в период запуска компрессора после длительной остановки или монтажа холодильной машины [72] .

При рассмотрении процессов, происходящих в узлах маслосисте-мы в период пуска компрессора используем ту же D - Т~ Щ_й -диаграмму для R.12 и масла ТЗО С рис.2.4) .

При продолжительной стоянке холодильной установки в маслобаке давление оказывается таким же, как в испарительной системе, поскольку маслобак остается соединенным с ней. При температуре окружающей среды около 20С в рассматриваемом случае это давление будет близко к 0,57 МПа [4] . На рис.2.4 такое состояние характеризуется точкой А. В этой точке после длительной стоянки агрегата абсолютная концентрация хладагента в смазке определяется условиями насыщения, поэтому в период стоянки Цд = ?_ЛА = I, причем абсолютная концентрация Щ_ЯА оказывается высокой, значительно выше, чем при работе агрегата.

Для того, чтобы избавиться от избытка хладагента в смазке по правилам обслуживания компрессора предусмотрен подогрев ее в маслобаке. На рис.2.4 процесс нагрева смазки в маслобаке изображается прямой АА. Для того, чтобы дегазация происходила во всей системе смазка прокачивается через маслосистему насосом. За маслона-сосом состояние смазки характеризуется точкой В. При прохождении через все остальные узлы системы смазка несколько охлаждается и при сливе в маслобак ее состояние характеризуется точкой А". В баке она снова нагревается, после чего снова прокачивается через систему. При повторной прокачке температура смазки несколько выше, чем при первом цикле ее циркуляции. Поэтому цикл движения смазки на диаграмме через некоторое время смещается вправо и занимает положение С-С-В-Д. Подогрев и прокачку смазки производят до тех пор, пока смазка во всей системе не нагреется до температуры около 55С. На диаграмме это состояние характеризуется точкой I. В этой точке Щц = 9,7%.

После запуска компеессора и включения маслоохладителя цикл движения смазки по маслосистеме изображается ломаной линией 1-2--3-4-4-1. Поскольку компрессор отсасывает пары хладагента из испарителя, происходит снижение давления в маслобаке. Вследствие этого на диаграмме цикл движения смазки начинает смещаться вниз пропорционально снижению давления в испарителе. При достижении давления в испарителе и маслобаке, близкого к 0,4 МПа,цикл изображается ломаной линией І -2-3-4-5-1. Часть этого цикла располагается ниже кривой насыщения (в области пресыщения J , т.е. ниже линии :« = 9,7% = ^zi ^{и на} участке 1-ій 6-5-1 возможно выделение избытка хладагента из смазки.

При достижении давления в испарительной системе близкого к 0,15 МПа цикл полностью смещается в зону перенасыщенного раствора (Г'-2"-3"-4"-5"-1") . Как видно из рисунка выделение избытка хладагента возможно во всех элементах системы маелоснабжения, включая маслоохладитель.

На рис.2.5 показана зависимость количества хладагента, которое может выпариться в элементах маслосистемы,от давления в испарителе или маслобаке при начальном давлении около 0,57 МПа и концентрации насыщения в маслобаке Ш_л =9,7%. Как видно из рисунка, наибольшее количество хладагента может выделиться в узлах трения. Значительная часть хладагента выделится из смазки в маслобаке.

Выделение пара в маслонасосе может привести к срыву его пода- _д|Л

0,6 0,5

ОЪ 0,2 Р,МПа,

Рис. 2.5. Зависимость выделения избытка хладагента от давления в испарительной системе:

I- подшипник; 2 - маслобак; 3 - нагнетательная часть маслонасоса; 4 - после маслоохладителя; 5 - трубопровод перед подшипником.

9,11()0.

Рис. 2.6. Цикл движения смазки в маслосистеме винтовЬго масло-заполненного холодильного компрессора:

I - маслоохладитель; 2 - после маслонасоса; 3 - после маслоохладителя (перед подшипником) ; 4 - место вскипания. чи, а в подшипниках может произойти нарушение сплошности несущего смазочного слоя. Вскипание (вспенивание) смазки в маслобаке может приводить к выбросу части смазки в испарительную систему холодильной установки. Из рисунка 2.4 следует, что для исключения всех перечисленных нежелательных явлений при пуске компрессора, кроме подогрева смазки, желательно понижать давление в маслобаке до давления при условиях эксплуатации еще до запуска компрессора. Для этого целесообразно отсоединять маслобак от испарительной системы при остановке турбокомпрессора и использовать для понижения давления в маслобаке перед запуском турбокомпрессора специальный вспомогательный агрегат небольшой производительности.

2.4.ИЗОБРАЖЕНИЕ ЦЖЛА ДВИЖЕНИЯ СМАЖЙ ПО МАСЛОСИСТЕМЕ ВИНТОВОГО КОМПРЕССОРА В /? - Т' S_R - ДИАГРАММЕ В современных судовых холодильных установках широкое применение находят винтовые маслозаполненные компрессоры, например, типа 5ВХ-350/5ШС. В установках,работающих на хладагентеR7.2, используется масло марки ХА-30 [4б] . Основываясь на данных работы" [ 37] построим участок О- Т- Щ^ - диаграммы раствора R22 в этом масле (рис.2.6) . Как и в ранее рассмотренномслучае кривые постоянной относительной концентрации * СОПЗс будут совпадать с линиями абсолютных концентраций насыщения Шян Значения Щ# будут различными при различной начальной абсолютной концентрации Щгу Так, например, при Щ_вн - 20% линия W*= 20% будет соответствовать Ц^ = I, а кривая Щ_й = 30% при том же значении Шин = 20% будет совпадать с линией постоянной относительной концентрации Щ^ = 0,67.

Пусть состояние смазки в маслоотделителе характеризуется точкой I на рис.2.6. При температуре конденсации t_k = 30с и давлении конденсации р_к =1,2 МПа в маслоотделителе поддержива- ется температура "L, = 62С [25] . Этим условиям соответствует абсолютная концентрация */ = 18,5%, причем маслохладоновый раствор здесь оказывается насыщенным. Поскольку все коммуникации маслосистемы заполнены жидкой смазкой, дальнейшее ее насыщение при повышении давления или температуры происходить не может и абсолютная концентрация Шц в этих коммуникациях остается неизменной. После маслонасоса (точка 2) Шмг - 25% и _д2 ⁼ 0,74. За маслоохладителем (точка 3) 5?//з= 43% и Ш_яі= 0,43. Для обеспечения; нормальной работы подшипников редукционный клапан обычно должен поддерживать перед ними давление на 0,15...0,40 МПа выше, чем в маслоотделителе. Состояние смазки за подшипниками соответствует точке I. Во всех элементах системы смазки, кроме маслоотделителя, смазка оказывается недонасыщенной и состояние перенасыщения, угрожающее вспениванием смазки в подшипниках, кажется недостижимым. Однако в судовых холодильных установках часто происходит резкое понижение температуры конденсации. Это явление наблюдается при переходе судна из области с более теплой водой в зону более холодного течения. При этом колебания температуры воды может достигать 15С. Изменение температуры забортной воды приводит к изменению давления конденсации, т.е. изменению давления в маслоотделителе.

При понижении давления конденсации изображение цикла движения смазки на рис.2.6 смещается вниз на величину снижения давления в в маслоотделителе. Новое положение цикла показано на рис.2.6 точками 1,2,3. Абсолютная концентрация хладагента в масле при этом остается прежней, но концентрация насыщения Srhi снижается, вследствие чего может возникать состояние перенасыщения, при котором возможно вспенивание смазки в элементах маслосистемы - выделение паров из смазки. Например, если в точке I мы имели Ш#/ = 18,5%, то после снижения концентрации насыщения до ^У%ц_НІ = 16% относитель-

68 ная концентрация формально возрастает до Щц - 1,15 и может начаться выделение паровых пузырей из смазки. Выделение паров хладагента из смазки будет происходить на участке 4 -I -I, что соответствует процессам в подшипниках, маслоотделителе и насосе. Через некоторое время в маслоотделителе установится новое равновесное состояние с меньшей абсолютной концентрацией насыщения и выделение избытка хладагента в системе прекратится. Вскипание хладагента в подшипниках может привести к нарушению несущего смазочного клина, причем работа подшипников при таких условиях будет продолжаться до тех пор, пока вся смазка в системе, находящаяся в і і і элементах, соответствующих участку цикла I -2 -3 -4 , не возвратится в маслоотделитель. Поскольку это количество смазки значительно, то работа подшипников на вспененной смазке может продолжаться довольно длительное время, достаточное для вывода тяжело-нагруженного подшипника скольжения из строя и аварии компрессора.

Интерес представляет также и момент запуска холодильной установки. Обычно сначала подается охлаждающая вода в конденсатор, а затем пускается компрессор. Температура воды ниже, чем температура воздуха, следовательно, при прохождении воды через конденсатор происходит снижение давления, конденсации. При этом в маслосис-теме возможно протекание процесса, подобного описанному выше и подшипники компрессора сразу после его запуска окажутся работающими на вспененной смазке до тех пор, пока весь избыточный хладагент не выделится из нее.

На рис.2.7 показана зависимость изменения абсолютной концентрации А%ц у соответствующего количеству выделяющихся из смазки паров хладагента, от изменения температуры конденсации при начальной температуре конденсации 4v = 30С. При понижении температуры конденсации на ЮС концентрация хладагента RZi. в масле і г лі _} c

Рис. 2.7. Зависимость выделения избытка хладагента R22 из масла ХА-30 в маслоотделителе от величины падения температуры конденса- \О_г ции .при начальной температуре конденсации *, - 30^UC. XA-30 изменяется на АРА абсолютных. Избыток концентрации Д^опт ределяется по формуле: ⁹Я >R1 ^R1 ? где Щ_й1 - абсолютная концентрация при исходной температуре конденсации t_K , %_Ri- концентрация хладагента в смазке при изменившейся температуре конденсации Ь_к .

Для того, чтобы избежать нежелательного вспенивания смазки при пуске установки винтовой маслозаполненный компрессор целесообразно запускать с выдержкой времени после включения водяного насоса после установления давления конденсации и прокачки смазки маслонасосом через систему для удаления из нее избытка хладагента. При переходе судна из зоны более теплой забортной воды в полосу более холодной целесообразно уменьшать подачу охлаждающей воды в конденсатор.

2.5.ФИЗИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МАСЛОХЛАДОНОВЫХ РАСТВОРОВ,

НЕОБХОДИМЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ ХОЛОДИЛЬНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Для расчета узлов трения, смазываемых маслохладоновыми растворами, необходимо располагать зависимостями вязкости, плотности и теплоемкости смазки от температуры и концентрации хладагента в масле.

Зависимости плотности смазки 0 и удельной теплоемкости С от Т и Щ# могут быть получены для ряда маслохладоновых растворов на основании данных, приведенных в [61] . Плотность смазки может быть вычислена по формуле где Рц - плотность хладагента на линии насыщения, О_н - плот- ность чистого масла, АІГ - поправка на отклонение реального раствора от идеального. Зависимость плотности раствора О в масле -12-16 приведена, например, в [47] .

Приближенная оценка удельной теплоемкости смазки С может быть произведена по формуле

С-Ч_яС_кЧ1-%)С_н, где См - удельная теплоемкость масла, С# - удельная теплоемкость жидкого хладагента. Результаты расчета удельной теплоемкости идеального раствора R12 в масле ХШ-І2-І6 приведены в f47J .

Зависимости плотности раствора и удельной теплоемкости 9 в масле ХА-30, подсчитанные по данным [61] , приведены на рисунках 2.8 и 2.9.

Зависимость кинематического коэффициента вязкости маслохла-донового раствора V от Т U 5 может быть получена на основании экспериментальных данных. Такие данные содержатся в [37,61,67] . Для раствора R22 в масле Т30 при Т> 273 К и ^<10, эта зависимость может быть аппроксимирована экспонентой[П] причем, если Т = 303 К, то

Зависимость V(T, Щ#) для R22 и масла ТЬО приведена на рис.2.10. В дальнейшем эта зависимость использована при расчете работы радиального подшипника скольжения.

Аналитическая аппроксимация зависимости V(T_t ЩЛ для раствора, в масле Ж-І2-І6, предложенная нами, приведена в [47] . _J5*# ⁸⁰ _f«,%

Рис. 2.8. Плотность раствора R22 в масле ХА-30. OR,'О

Рис. 2.9. Теплоемкость раствора R22 в масле ХА.-30,

Рис. 2.10. Зависимость кинематического коэффициента вязкости для смеси масла ТЗО с R22. ^{2.б.вывода} І .Использование D-T- я " диаграммы раствора хладагента в смазочном масле, построенной в координатах р, Т, позволяет получить наглядное представление о цикле движения смазки в масло-системе холодильного турбокомпрессора и винтового маслозаполненного холодильного компрессора и выяснить возможность вспенивания смазки в элементах маслосистемы при различных условиях ее работы.

2.Наличие растворенного в смазке хладагента заметно влияет на такие физические характеристики смазки, как вязкость и теплоемкость. Это влияние целесообразно учитывать при расчете подшито-ников скольжения холодильных компрессоров.

З.В подшипниках скольжения холодильных компрессоров может происходить вскипание (вспенивание) смазки, что может приводить к разрушению смазочного слоя и снижению нагрузочной способности подшипника. Это обстоятельство должно учитываться при разработке и подборе подшипников скольжения холодильных компрессоров.

З.РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК РАДИАЛЬНОГО ПОДШНИКА, СМАТЫВАЕМОГО РАСТВОРОМ ХЛАДАГЕНТА В МАСЛЕ

Для теоретического исследования особенностей работы радиального подшипника скольжения, смазываемого раствором хладагента в масле, и получения характеристик подшипника с учетом вспенивания смазки, выделяющейся из неё хладагентом используем метод упрощения уравнений Навье-Стокса, основанный на оценке порядка членов уравнений в случае малой толщины смазочного слоя. Рассмотрим последовательно задачи о изовязкостном и неизовязкостном течении смазки в подшипнике бесконечной длины при использовании граничных условий в соответствии с третьей гипотезой и граничных условий, учитывающих возможность вспенивания смазки при достижении ею состояния насыщения хладагентом,и сопоставим затем полученные характеристики подшипника. Затем произведем приближенный учет конечности длины подшипника и получим характеристики подшипника конечной длины при работе его на маслохладоновом растворе. з.і.вывод исходах УРАВНЕНИЙ,ОПИСЫВАЮЩИХ работу радиального

ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ ПРИ МАЛОЙ ТОЛЩИНЕ СМАЗОЧНОГО СЛОЯ Исходные уравнения, описывающие изменения давления и температуры в смазочном слое радиального подшипника конечной длины,могут быть непосредственно заимствованы из работы [54] . Однако в дальнейшем потребуется ряд промежуточных соотношений и более удобным кажется повторение подробного вывода всех необходимых формул и уравнений. В качестве исходных используем уравнения гидродинамики в цилиндрических координатах, приведенные, например,в [5l] .

В случае использования цилиндрической системы координат ламинарное нестационарное течение вязкой несжимаемой жидкости описывается системой дифференциальных уравнений в частных производных. В эту систему входит уравнение неразрывности уравнения движения в напряжениях (3.2)

Ы ді; г*' ^шдї г р (ft

, і і utft 4 Ому Utyz , Zyi - Гуу) #*\„іа\ vdv_MllCd2r uv 1 1 dp H+^u dt+'tW^W-t^—p-tW (3.3) р\дъ гдч> * ді г і > (3.4) dw _пдиг jrdur і dp dt^+udt⁺ tfe~~p дї и уравнение теплового балланса _дГ^а_{л *#"«*"} * * f і 0 i»x ЗТ\ < ^д їх ^дт\. ^д їх #Л1 JZ* -pc\llt^^KW⁺rlv^{Xdv^]u7i^{KW\

В приведенных уравнениях t , У* и 5г - цилиндрические координаты, Li , ТУ m W - радиальная, окружная и осевая составляющие скорости течения, р и О - давление и плотность, Т ,С , и А - температура, теплоемкость, коэффициент теплопроводности смазки, t - время. Касательные напряжения при ламинарном течении Г_г2 , *Суу , Сгг , ?, W и *2 связаны с составляющими скорости и вязкостью соотношениями

Диссипативная функция, или функция рассеивания

Радиус *l отсчитывается от оси вала. Будем отсчитывать расстояние в радиальном направлении от поверхности вала радиуса Для этого введем новую независимую переменную

1**-1о, (3.8) которая будет изменяться в пределах от 0 до "Й , где ті - ширина зазора между поверхностями вала и подшипника, величина малая по сравнению с радиусом вала ? .

Для оценки порядка членов в уравнениях и формулах (3.1)-(3.7,) перейдем к безразмерным величинам, которые будем считать величинами порядка единицы. Окружную и осевую составляющие скорости течения будем относить к окружной скорости на поверхности вала V^s Ciotо , а радиальную - к некоторому масштабу 2Г , выбор которого произведем на основании анализа уравнения неразрывности (З.і) . Радиус 2 будем относить к & , осевую координату Н - к -6/Z , где - длина подшипника, а величину - к &*Я'*2₉ Здесь и далее Я - радиус расточки подшипника. Коэффициент динамической вязкости/^- будем относить кJii - значению перед подшипником. Время t отнесем к некоторому масштабу времени ъ . Безразмерные величины будем отмечать чертой сверху. Тогда и*Тгй , lr*Vf , ьг-Vur _t 1--1 щ ,

Подставим эти соотношения в уравнение f3.l) и разделим полученное выражение на постоянный коэффициент If/Go . В этом случае вместо уравнения (S.I) получим уравнение _{дй V& і дгг. 2УЄо диг, а, а п}

7F + ~^7T "Н" "лТ* ТТ~ Г^~* „ тт-0 .

Первый член этого уравнения будем считать величиной порядка единицы. Для того, чтобы два следующих члена имели такой же порядок выберем масштаб 7Г из условия V& * 2fH . Тогда

У»^»№ ) Ъ=1+Ч>1 . (3.9)

Средний относительный зазор У- Єо/У₀ <&- { . В [48] рекомендуются значения V для подшипников турбокомпрессоров лежащие в пределах 0,001 - 0,005, поэтому в уравнении неразрывности можно принебречь членами порядка V по сравнению с членами порядка единицы. По этой же причине можно везде заменить 2 на I. Тогда безразмерная форма уравнения неразрывности для тонкого смазочного слоя будет иметь вид

Здесь -i/do - относительная длина подшипника. После возвращения к размерным величинам получаем:

После замены размерных величин безразмерными в формулах(З.б) получаем t»-l4*fi f , ЬЧ*%($9й)._й*фА % ; (3.12.а) (3.13)

Замена размерных величин безразмерными в формуле (3.7) и отбрасывании членов более высокого порядка малости, чем члены порядка единицы приводит к следующему выражению для диссипативнои функции

Переход от размерных величин к безразмерным в уравнении(3.3) приводит с учетом ( 3.12) к следующему соотношению: W дї*^и И*ї » + Т*її*⁹ТІТГ^т;пТ№*

У$щ\г дці* ^* дч>^{г #1+ * (і ідіРді do т^гт щ

Методы инженерного расчета опор скольжения

Литература, посвященная решению задач гидродинамической теории смазки, чрезвычайно обширна. На первом этапе развития этой теории рассматривались подшипники бесконечной длины, течения в которых можно считать плоскими и уравнения гидродинамики оказываются, за счет этого более простыми.

Основоположником гидродинамической теории смазки является; Н.П.Петров, опубликовавший в 1883 г. решение задачи о соосном шипе и подшипнике бесконечной длины [43]. В 1886 г. появилась работа Н.Е.Жуковского [l9], где указано, что при наличии радиальной внешней нагрузки шип обязательно должен располагаться эксцентрично по отношению к цилиндрическому подшипнику. Для доказательства этого положения использованы уравнения Навье-Стокса, записанные в цилиндрической системе координат и упрощенные за счет отбрасывания инерционных членов и предположения об отсутствии радиальной составляющей скорости течения U . В 1887 г. Н.Е.Жуковским! опубликована работа [20] , в которой для исследования течения в цилиндрическом подшипнике бесконечной длины использованы биполярные координаты: в этом случае окружности вала и расточки подшипника совпадают с координатными линиями, что упрощает запись граничных условий для скорости на твердых поверхностях. Уравнения движения линеаризованы за счет отбрасывания нелинейных инерционных членов, и допущения о постоянстве коэффициента динамической вязкости ht . Использование биполярных координат позволяет решить задачу о течении жидкости без введения допущения о малости зазора между шипом и подшипником. В работе [20 до конца рассмотрен случай одновременного вращения шипа и подшипника. Течение смазки между вращающимся валом и неподвижным подшипником рассмотрено в работе [Zl] , написанной Н.Е.Жуковским совместно с С.А.Чаплыгиным.

Работы Н.Е.Жуковского положили начало направлению гидродинамической теории смазки, которое не использует упрощение уравнений Навье-Стокса, основанное на предположении о малости зазора между поверхностями шипа и подшипника по сравнению с радиусом вала Ъ . Это позволяет учесть влияние кривизны твердых поверхностей и найти изменение давления по ширине зазора. Биполярные координаты затем были использованы рядом исследователей, в частности авторами монографий 30,39 .В последней монографии рассмотрено решение полных уравнений Навье-Стокса для области течения между шипом и подшипником бесконечной длины в случае hi- COnst , причем доказана теорема единственности решения, к сожалению, численные результаты решения не приводятся.

Иное направление гидродинамической теории смазки основано на подходе, использованном 0.Рейнольдсом в работе [90] , опубликованной в 1887 г. Учитывая малость толщины смазочного слоя по сравнению с радиусом шейки вала можно сделать оценку порядка членов уравнений Навье-Стокса и произвести упрощение этих уравнений, оставив в них члены порядка единицы и отбросив члены порядка ( = ,/ » где 0- Н- Со - разность радиусов расточки подшипника R и вала % . Метод оценки порядка членов близок к тому, который используется в теории ламинарного пограничного слоя[35] . В результате отбрасывания некоторых членов более высокого порядка малости, также как в теории пограничного слоя изменяется тип дифференциальных уравнений в частных производных -вместо дифференциальных уравнений эллиптического типа получаются.уравнения параболического типа и возникают затруднения с удовлетворением части граничных условий, т.к. отбрасываются члены содержащие малый коэффициент при части старших производных. Сделанные упрощения позволили О.Рейнольдсу свести систему уравнений к одному уравнению второго порядка в частных производных для. давления О . В случае постоянной вязкости этого уравнения достаточно для решения гидродинамической части задачи. Если вязкость зависит от температуры / , то к уравнению Рейнольдса для давления О необходимо добавить уравнение баланса тепла и зависимость вязкости от температуры.

Обычно течение жидкости с постоянным коэффициентом динамической вязкости /II называют изотермическими. По нашему мнению, более правильно называть такие течения изовязкостными, т.к. температура потока, определяемая из уравнения теплового балланса, или уравнения энергии, при этом изменяется вследствие диссипации механической энергии потока в тепловую. При III COTlSt гидродинамическая часть задачи может быть решена без рассмотрения тепловой части, т.к. уравнения гидродинамики при этом не зависят от температуры. Если вязкость не постоянна, а зависит от температуры, то соотвествующее течение далее будем называть неизовязкост-ным, хотя обычно такое течение называют неизотермическим. Неизотермическим, как было указано, является всякое течение вязкой жидкости. В работе [90Jуравнение для давления, называемое уравнением Рейнольдса, было получено для неизовязкостного течения смазки.

В рамках принятой постановки задачи щи 1, давление оказывается неизменньм по толщине смазочного слоя, поэтому оно даже в случае пространственного стационарного течения в подшипнике конечной длины оказывается зависящим только от двух координат, и уравнение Рейнольдса для смазочного слоя содержит частные производные только по двум независимым переменным.

Изображение цикла движения смазки по маслосистеме центробежного холодильного компрессора в р-Т- диаграмме

Центробежные и винтовые компрессоры паровых холодильных машин имеют, как правило, герметичные системы смазки, в которых рабочее вещество контактирует со смазочным маслом, причем давление в маслобаке холодильных турбомашин оказывается близким к давлению в испарительной системе. Это отличает системы маслоснабжения паровых холодильных машин от системы маслоснабжения центробежных компрессоров общего назначения или маслосистем паровых и газовых турбин. Большая растворимость рабочего вещества холодильной машины в маслах приводит к изменению физических свойств смазки, что приводит к появлению особенностей в работе узлов трения и делает целесообразным рассмотрение их работы не отдельно от работы мас-лосистемы и машины в целом, а как неотъемлемых составных частей маслосистем, функционирующих совместно с паровой холодильной машиной. Для анализа поведения смазки в системах маслоснабжения паровых холодильных машин необходимо располагать диаграммами и зависимостями, характеризующими свойства растворов рабочих веществ в маслах. Без этих зависимостей невозможен расчет работы подшипников скольжения с учетом специфических эффектов, появляющихся при смазке узлов трения маслохладоновыми растворами.

Подробное описание маслосистем холодильных машин с центробежными и винтовыми компрессорами можно найти, например, в [23,62,6 . Поэтому ограничимся рассмотрением принципиальной схемы маслоснабжения, содержащей лишь основные узлы системы. Такая схема изображена на рис.2.1 для холодильной машины с центробежным компрессором, а на рис.2.2 - для машины с маслозаполненным винтовым компрессором.

В маслосистеме центробежного холодильного компрессора смазочное масло контактирует с газообразным хладагентом, заполняющим верхнюю часть маслобака I, т.к. последний соединен с испарительной системой холодильной машины. Помимо маслобака основными узлами маслосистемы являются: маслонасос 2, маслоохладитель 3, фильтр тонкой очистки 4, узлы трения ( подшипники) 5 и редукционный клапан 6. В маслобаке масло насыщается хладагентом и смазка подшипников производится не чистым маслом, а раствором хладагента в масле. Температура и давление смазки, находящейся в масло-системе, изменяются в широких пределах: от 0,1...0,3 МПа( в маслобаке) до 0,6...0,7 МПа (за маслонасос ом,) , от 40...50 С (за маслоохладителем ) до 70 С (при выходе из подшипника) . В маслобаке происходит насыщение смазки хладагентом, а внутри смазочного слоя; подшипников и при выходе смазки из подшипников может происходить вспенивание ее вследствие выделения газообразного хладагента [ 10, 14,15,67,70] .

В маслосистеме винтового маслозаполненного холодильного компрессора (рис.2.2) также имеется маслонасос 4, маслоохладитель 5 и подшипники 2. Кроме того в систему включается маслоотделитель 3. Особенностью маслосистемы винтового компрессора, например, компрессора типа 5ВХ-350/5ФС [23] , отличающейся от системы мас-лоснабжения турбокомпрессора, является наличие маслоотделителя, расположенного на стороне нагнетания компрессора. Впрыск части масла в рабочую полость винтового компрессора приводит к интенсивному поглощению паров хладагента смазкой, которая за маслоотделителем оказывается насыщенной рабочим веществом. В узлы трения поступает не чистое масло, а маслохладоновый раствор [ 12,41,7 i] .

Таким образом, подшипники скольжения центробежных и винтовых холодильных компрессоров, имеющих герметичную маслосистему, смазываются не чистым маслом, а растворами рабочего вещества в масле.

Физические свойства смазочных масел зависят от состава или сорта масла и температуры. Физические свойства маслохладоновых растворов зависят от сорта масла, свойств хладагента, концентрации хладагента в масле Щл и температуры смазки І . Концентрация хладагента в масле Щц зависит от температуры і: ТА давления р , а также от времени контакта масла с парами хладагента. При достаточно большом времени контакта достигается равновесная концентрация хладагента в масле, зависящая только от температуры t и дав-ленияу? . Время релаксации маслохладонового раствора зависит от интенсивности перемешивания смазки и составляет несколько часов [66,67]. Учитывая; что даже в остановленной, но подготовленной к работе холодильной машине, можно считать, что в маслобаке масло-хладоновый раствор находится в состоянии насыщения - его концентрация W/t зависит от давления и температуры в баке. Следовательно, для определения ц в маслобаке можно использовать диаграммы состояния насыщенного маслохладонового раствора. В технической литературе имеются р- Т- Щя - диаграммы растворов некоторых хладагентов в различных марках масла[II,37,40,6IJ. Эти диаграммы обычно представляются в виде графических зависимостей 0 от 5 при различных значениях t . Однако для анализа поведения, смазки в маслосиетеме, по нашему мнению, более удобны зависимости давления р от температуры t при различных значениях Щ .

Вывод исходных уравнений, описывающих работу радиального подшипника конечной длины

Рассмотрим последовательно результаты расчета изовязкостно-го и неизовязкостного течения чистого масла и маслохладонового раствора в подшипнике бесконечной длины, работающем на стационарном режиме, при постоянной внешней нагрузке.

В результате расчета течения смазки необходимо найти углы и ifj , характеризующие положение границ смазочного слоя, угол # , определяющий сечение, в котором подводится смазка, положение линии центров 0 0 по отношению к линии действия внешней нагрузки у , характеризуемое углом Уо , коэффициенты расхода fy2 и 3 через соответствующие участки смазочного слоя, а также коэффициент нагруженности j«, и коэффициент трения «-» при заданных величинах относительного эксцентриситета В , значениях комплексов Ь и С , зависящих от геометрии подшипника, параметров смазки на входе, угловой скорости вала и перепада давления в подшипнике, при заданном угле %- % .

При составлении алгоритма решения задачи, блок-схемы алгоритма и программы была использована методика, описанная в работе Значения угла Щ при расчетах определяются методом последовательных приближений, причем для каждого приближения находятся соответствующие значения & , % , tyz и з также методом итераций. Алгоритм расчета, блок-схема и программа решения задачи приведены в Приложении 3. Некоторые результаты расчетов, соответствующие условиям С = О, #- % = 90 и ф-ШУ = 0 при приведены на рисунках 3.3 и 3.4. В случае изовязкостного течения всегда 5=0. Из рисунка 3.3 следует, что коэффициенты нагруженности и трения X., « » непрерывно возрастают по мере увеличения относительного эксцентриситета е . Следовательно, увеличение внешней нагрузки Sr всегда ведет к увеличению относительного эксцентриситета Є . Увеличение Зг до бесконечности приводит к стремлению ё к единице. Увеличение 6 , т.е. увеличение коэффициента нагруженности j« , вызывает уменьшение угла Уг и коэффициента расхода 2 Углы % и $ по мере роста относительного эксцентриситета возрастают, а протяженность смазочного слоя, характеризуемая разностью %- % , уменьшается (рис.3.4) . При увеличении от 0,1 до 0,9 протяженность смазочного слоя уменьшается почти в два раза. На рис.3.5 показаны положения вала и линии центров 0 0 , а также распределения давления по окружности при различных значениях . При расположении внешней нагрузки, указанном на рисунке, увеличение относительного эксцентриситета, т.е. увеличение коэффициента нагруженноети,вызывает смещение вала в нижнюю часть подшипника и уменьшение угла между линией центров и линией действия внешней нагрузки. Случай изовязкостного течения подробно рассмотрен в литературе, поэтому более детально здесь его рассматривать не будем. Повышение температуры смазки может быть найдено известными методами с использованием уравнения теплового баланса . В случае неизовязкостного течения смазки в результате расчета необходимо найти те же величины, что при изовязкостном тече ний, а также повышение температуры смазки в подшипнике А/ .К задаваемым величинам добавляется температурный коэффициент вязкости оС , теплоемкость и плотность смазки С и Р Эти величины позволяют подсчитать параметр и . Алгоритм решения задачи, блок-схема и программа расчета приведены в приложении 4. Значения угла l?i , как и при изо-вязкостном течении определялся методом последовательных приближений. Расчеты были выполнены для ряда значений параметра б , изменявшегося в пределах от 0 до 0,625 с шагом 0,125. Рассмотренный диапазон значений параметра о включает в себя все случаи, которые практически могут иметь место при расчете подшипников рассматриваемого типа. Как и ранее,при расчетах было принято % - У} = 90 и dpjdy = 0 при = . Расчет производился для масла марки Т50 . На рис.3.6 приведены зависимости коэффициента нагруженности if от относительного эксцентриситета ё при различных значениях параметра 3 . При неизменной величине относительного эксцентриситета Є увеличение параметра и вызывает снижение коэффициента нагруженности 3 » т.е. уменьшение несущей способности подшипника. Увеличение параметра и приводит к появлению максимума на кривых 3 »(в) , который смещается в сторону меньших значений б по мере увеличения и Этот максимум свидетельствует о наличии неустойчивого участка статической характеристики подшипника, работа на котором должна быть практически невозможной. После достижения нагрузки, соответствующей максимуму коэффициента нагруженности,дальнейшее возрастание внешней, нагрузки уже не может быть компенсировано увеличением реакции смазочного слоя, на переходном режиме относительный эксцентриситет должен при этом возрастать до единицы.

Определение коэффициента кинематической вязкости смазки с помощью автоматического вискози метра

Экспериментальный стенд включал в себя систему маслоснаб-жения I и установку для исследования работы подшипников Я (рис.4.I и 4.2).

В работе [37J отмечено, что у чистых смазочных масел одной и той же марки, но изготовленных в различное время, т.е. возможно из различного исходного сырья, теплофизические характеристики отличаются незначительно, однако существуют различия в свойствах смесей этих масел с хладагентом одной и той же марки: р-Т Щ# - диаграммы несколько отличаются друг от друга. Поэтому для экспериментального и теоретического исследования подшипника необходимы были вязкостно-температурные зависимости и диаграммы насыщенных растворов именно тех смазок, которые участвовали в экспериментах в качестве объектов исследования. Это и вынудило создать специальную систему маслоснабжения, позволяющую приготавливать маслохладоновый раствор с желаемой концентрацией Щя , исследовать характеристики этого раствора и обеспечивать смазку подготовленным раствором изучаемого узла трения [73] . Маслосистема включает в себя маслобак I, фильтр грубой очистки 2, манометры 3 и термометры 4, маслонасос 5, маслоохладитель 6, фильтр тонкой очистки 7 и автоматический вискозиметр 8, а также трубопроводы подачи и слива смазки, уравнительные паровые линии и запорную арматуру.

Маслобак емкостью 0,06 м3 предназначен для хранения смазки, приготовления маслохладонового раствора требуемой концентрации и слива смазки из подшипника, поэтому он расположен в нижней части установки. Для насыщения масла хладагентом к маслобаку через редуктор подключен баллон с хладагентом 10. Пары хладагента подаются через коллектор II, имеющий множество отверстий диаметром I мм, расположенных по всей его длине. Коллектор погружен в жидкую смазку, поэтому пары барботируют через ее слой, находящийся над коллектором. Жидкая смазка сливается в маслобак самотеком из корпуса подшипников и вискозиметра, расположенных выше бака. В установке предусмотрена подача смазки в бак под напором помимо вискозиметра и узла трения. Эта операция производится в период приготовления маслохладонового раствора требуемой концентрации. Циркулируя по системе,масло, быстрее насыщается хладагентом. Подача смазки в бак производится через такой же коллектор, как коллектор для подачи паров хладагента, но жидкая смазка нагнетается в верхнюю, паровую часть маслобака.

Насос:: 5 для перекачки смазки выполнен в герметичном корпусе. Это насос трахоидального типа, изготовленный фирмой "МУСОМ". Он приводится во вращение электродвигателем мощностью 0,8 кВт с частотой вращения (AJ = 231 с . Требуемая температура смазки обеспечивается электронагревателем 12, мощностью 3,5 кВт, встроенным в маслобак, а также маслоохладителем б. Автоматический вискозиметр 8 позволяет получать вязкостно-температурные характеристики смазки. Описание вискозиметра приведено ниже в п.4.2.2.

Для получения характеристик опорных подшипников, работающих на маслохладоновых растворах, служит установка ]] (рис.4.3,), включающая в себя корпус с подшипниками 13 и привод 14. В качестве привода использован асинхронный двигатель типа А42-2 напряжением 380 В, мощностью 4,5 кВт, /2. = 2870 об/мин. Вал установки приводится во вращение с помощью клиноременной передачи со сменными шкивами. Это позволяет изменять угловую скорость вала установки. Опыты производились при СО = 300 с . Внешний вид установки показан на рис.4.3.

Как уже было сказано в предидущих разделах, особенностью работы систем смазки компрессоров паровых холодильных машин является то, что маслосистема соединена с испарительной системой, следовательно, полости подшипников должны быть герметизированы :, смазка не должна контактировать с воздухом окружающей среды. Спроектированная установка удовлетворяет этому требованию, что видно из конструктивной схемы блока подшипников, показанной на рис. 4.4. Установка позволяет исследовать течение смазки в зазоре между шейкой вала I и вкладышем подшипника 2, расположенными в герметичном корпусе 3. В качестве корпуса установки использован блок-картер поршневого холодильного компрессора типа 3 В-б(рис.4.5). От этого же компрессора заимствованы подшипники качения 4 и 5, а также сальниковое уплотнение вала б. Шток 7 служит для создания радиальной нагрузки на исследуемый подшипник 2. Герметизация штока обеспечивается уплотнением 8, расположенным на крышке 9. Давления в масляном слое измеряются манометрами, подсоединенными к капилярным трубкам 10, которые подпаяны к сверлениям во втулке подшипника.

Похожие диссертации на Совершенствование работы масляных систем паровых холодильных машин

Совершенствование двухступенчатого центробежного компрессора для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования Таганцев Олег Михайлович

Разработка методики оптимизации параметров парокомпрессионных машин для комбинированных систем кондиционирования и теплоснабжения жилых и общественных зданийЭль Садек Хассан Нур Эль Дин

Разработка методики оптимизации параметров парокомпрессионных машин для комбинированных систем кондиционирования и теплоснабжения жилых и общественных зданий Эль Садек Хассан Нур Эль Дин

Эффективность применения абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин в автономной энергосберегающей системе тригенерацииСлавин, Роман Борисович

Применение парокомпрессионных холодильных машин на смеси R12/RС318 в системах отвода технологического тепла Ломовцев Борис Андреевич

Система двухступенчатой утилизации энергии вытяжного воздуха с использованием обращенной тепловой машины Колюнов Олег Андреевич

Повышение ресурса и совершенствование машин криогенной техники с помощью технологии на основе объемной микропластичности и статико-гидродинамического электролизаТелевной Алексей Васильевич

Совершенствование камеры быстрого замораживания пищевых продуктов с использованием низкотемпературного воздуха турбохолодильной машиныПаньшин Николай Борисович

Совершенствование процесса и аппарата флюидизационного замораживания растительной продукции с использованием воздушной турбохолодильной машиныШахмеликян Гарегин Бадрикович

Совершенствование процесса замораживания в технологии вакуум- сублимационной сушки пищевых продуктов с использованием низкотемпературного воздуха от турбохолодильнй машиныХуссейн Мохамед Маграбие Слама