Содержание к диссертации
Введение
1 Подшипники скольжения насосных агрегатов как объект исследования 10
1.1 Анализ конструкций и условий работы опор насосных агрегатов 10
1.2 Обзор опубликованных работ по подшипникам скольжения 16
1.3 Выбор объекта и постановка задач исследований 35
2 Расчет полей давлений в подшипниках жидкостного трения 41
2.1 Расчетные схемы подшипников 41
2.2 Тепло физические свойства смазочных материалов 44
2.3 Математические модели и методы расчета полей давлений 59
3 Интегральные характеристики гидростатодинамических подшипников скольжения при смазке маловязкими нефтепродуктами . 73
3.1 Несущая способность подшипников
3.2 Потери мощности на трение и прокачку
3.3 Расход смазочного материала
3.4 Влияние рабочих и геометрических параметров на характеристики радиальных гидростатодинамических подшипников 81
4 Экспериментальные исследования подшипников 91
4.1 Планирование экспериментальных исследований 91
4.2 Конструкция экспериментальной установки, измерительный комплекс и методика проведения исследований 95
4.3 Сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований 107
5 Вопросы проектирования гидростатодинамических подшипников насосных агрегатов 113
5.1 Последовательность расчета и выбор начальных параметров подшипников жидкостного трения 113
5.2 Проектный расчет гидростатодинамических подшипников с использованием номограмм 124
5.3 Проверочный расчет подшипников с использованием программного комплекса 137
Заключение 150
Список используемой литературы 153
- Обзор опубликованных работ по подшипникам скольжения
- Тепло физические свойства смазочных материалов
- Потери мощности на трение и прокачку
- Конструкция экспериментальной установки, измерительный комплекс и методика проведения исследований
Введение к работе
Решение проблем добычи и транспортировки нефтепродуктов представляет собой ключевой вопрос развития экономики России. Современные требования по ресурсу насосного оборудования до капитального ремонта достигают 60-70 тысяч часов, а полный срок службы насоса составляет десятки лет. Повышение конкурентоспособности современных насосов требует улучшения показателей работоспособности отдельных элементов. Эксплуатационные характеристики роторных насосов во многом определяются работоспособностью роторно-опорных узлов. По технико-экономическим показателям, ресурсу и надежности в конкретных условиях эксплуатации предпочтение часто отдается подшипникам скольжения. Особенностью роторных насосов для перекачки нефтепродуктов являются тот факт, что все трущиеся поверхности насоса, в том числе и опорные поверхности подшипника, смазываются перекачиваемой жидкостью, трибологические и теплофизические свойства которой приобретают в связи с этим большое значение для работоспособности насоса. Использование маловязких жидкостей (дизельные топлива, бензин, керосин) в качестве смазочных материалов требует проведения дополнительных теоретических и экспериментальных исследований по оценке работоспособности опор жидкостного трения. В отечественной и зарубежной литературе отсутствуют работы по анализу функционирования подшипников скольжения при смазке маловязкими нефтепродуктами, что во многом определяет актуальность данной работы.
В настоящее время на рынке насосного оборудования сложился
определенный паритет между российскими и зарубежными
производителями. В нашей стране сформирована специализированная
инвестиционно-промышленная группа «Гидравлические машины и
системы», в которую входят предприятия «Ливгидромаш» и «Ливнынасос»,
являющиеся ведущими производителями насосных агрегатов для
транспортировки нефтепродуктов. Как показала практика испытаний
роторных насосных агрегатов на ОАО «Ливгидромаш», перекачивание
насосными установками маловязких жидкостей влечет за собой
дополнительные требования к опорам валов, так как большинство случаев
выхода из строя насосных агрегатов связано с заклиниванием шейки ротора
во втулке подшипника скольжения. Подшипники скольжения являются
нестандартными элементами и требуют специального инструментария
проектирования, каким в настоящее время могут являться программы
расчета, которые сформированы на базе специальных математических
моделей и прошли практическую апробацию.
Диссертационная работа выполнялась в рамках ведомственной научной программы «Развитие научного потенциала высшей школы» (код проекта 3.3.4394), 2005г., а также договора с ОАО «Ливгидромаш».
Научная новизна диссертационной работы заключается в решении
комплексной задачи расчета основных характеристик и разработке методики
проектирования гидростатодинамических подшипников насосов для
перекачки маловязких нефтепродуктов, отличительной особенностью
которой является учет гидродинамических и гидравлических эффектов в
создании несущей способности, влияния турбулентности и переменных
теплофизических свойств смазочного материала.
На защиту выносятся следующие научные положения:
Выявлены теоретические и нашли опытное подтверждение качественные и количественные закономерности работы двух видов гидростатодинамических подшипников с осевой и жиклерной компенсацией давления при смазке маловязкими нефтепродуктами, представляющие собой зависимости несущей способности, потерь мощности и расхода смазочного материала от скорости вращения ротора, давления подачи, температуры и относительного эксцентриситета.
Разработана в неизотермической постановке математическая модель расчета полей давлений в сдвигово-напорных смазочных слоях подшипника жидкостного трения с осевой подачей смазочного материала и гибридным
7
способом создания несущей способности, реализующаяся при совместном
действии гидродинамического клина и центрирующего гидростатического
эффекта. Предложен и численно реализован метод расчета реакций
смазочного слоя гидростатодинамического подшипника с осевым
дросселированием, основанный на принципе суперпозиции
гидродинамической и гидростатической составляющей несущей способности.
3. На основе сформированных математических моделей разработана программа расчета характеристик гидростатодинамических подшипников с различными видами дросселирования, позволяющая методом численного эксперимента получать рациональные параметры опор роторов насосов для перекачки маловязких нефтепродуктов. Предложена комплексная методика расчета подшипников жидкостного трения, отличительной особенностью, которой является возможность проведения численного анализа на различных стадиях проектирования.
В основу построения модели расчета полей давлений были положены базовые уравнения гидродинамической теории смазки и термодинамики. Было реализовано совместное решение уравнения Рейнольдса в квазистационарной неизотермической постановке совместно с уравнениями теплового баланса, баланса расходов и дополнительными соотношениями, учитывающими взаимосвязь теплофизических свойств и изменения коэффициентов турбулентности.
Расчет характеристик подшипников проводился путем интегрирования полей давления в несущем слое. Численная реализация задачи осуществлялась на ЭВМ с помощью разработанной прикладной программы. Модельный физический эксперимент по исследованию работоспособности гидростатодинамических подшипников проводился с использованием современной измерительной аппаратуры на стенде, созданном в проблемной лаборатории при ОрелГТУ, также проводились эксперименты по определению работоспособности насосного агрегата на спроектированном
8 испытательном стенде и на стендах ОАО «Ливгидромаш» с участием автора. Планирование исследований осуществлялось в соответствии с теорией инженерного эксперимента. Для регистрации и обработки экспериментальных данных использовалась среда визуального программирования Lab View, а также специально разработанное программное обеспечение «АнРоС-нефтепродукты»
Достоверность полученных результатов обеспечивается корректностью постановки и формализации задачи, обоснованностью используемых теоретических зависимостей, принятых допущений и ограничений, применением апробированных методов решения и анализа, что подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических и экспериментальных исследований, а также внедрением результатов в промышленность.
Практическая значимость работы и внедрение результатов заключается
в том, что разработанные методики расчета опор и программное обеспечение
позволяет определять характеристики гидростатодинамических
подшипников, а также оценивать возможность повышения работоспособности насосных агрегатов. Результаты работы внедрены и используются при проектировании опорных узлов насосных агрегатов на ОАО «Ливгидромащ», г. Ливны.
Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Международной научно-технической конференции «Надежность и ремонт машин», г. Гагры, 2005 г.; Международном научном симпозиуме «Гидродинамической теории смазки 120 лет», г. Орел, 2006 г.; Всероссийской научно-методической конференции «Основы проектирования и детали машин - XXI век», г. Орел, 2007 г., а также на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Орловского государственного технического университета, 2005-2008 гг. Работа представлена, рассмотрена и одобрена на заседании научно-технического совета Технологического университета ОрелГТУ.
По теме диссертации опубликовано 8 статей в научных журналах (5 статей входящих в перечень ВАК), получено 1 свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ.
Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы и приложений, имеет 167 страниц основного текста, 89 рисунков, 7 таблиц.
Обзор опубликованных работ по подшипникам скольжения
Ежегодно количество работ в области исследования гидродинамической теории смазки увеличивается. Это объясняется повышенным вниманием к проблемам трения и смазки, многообразием конструкций узлов трения, различием смазочных материалов. Как показала практика испытаний, при поиске лучшей работоспособности опорных узлов насосных агрегатов требуется рассмотрение течения смазочного материала с учетом вязкости, сжимаемости среды и т.д.
Обзор литературы необходимо проводить в следующих направлениях: - изучение работоспособности роторных насосов на подшипниках сколь жения при смазке нетрадиционными рабочими жидкостями; - гидродинамическая теория смазки. Построение модели любого реального объекта связано с детальным изучением его свойств, особенностей проектирования и специфики работы. В связи с изысканием новых путей повышения экономичности, стремлением уменьшить габариты и вес, расширением номенклатуры перекачиваемых сред возникают новые разновидности конструкций насосов и усложняются условия их работы. Общим принципом расчета и конструирования современных
роторных насосных агрегатов посвящены труды [122,48]. В этих книгах рассмотрены основные вопросы создания различных конструкций роторных агрегатов. Сформулированы требования к характеристикам насосных агрегатов. Рассмотрены вопросы герметизации рабочих полостей насосных агрегатов с точки зрения минимизации утечек.
Книги [59,47] содержат сведения о назначении, особенностях, составе и технико-экономических показателях грузовых насосных установок современных морских танкеров. Рассмотрены параметры, устройство и характеристики различных насосов, применяемых в грузовых, зачистных и балластных системах. В группу насосов применяемых на танкерах входят и винтовые насосы. Винтовые насосы подразделяются на герметичные и негерметичные. В герметичных - камеры всасывания и нагнетания разделены герметичным циклоидальным (реже эвольвентным) зацеплением роторов. У вторых зацепление, имеющее чаще всего трапециевидный или прямоугольный профиль, не обеспечивает герметичности между камерами. На танкерах распространены главным образом негерметичные насосы, а герметичные - вследствие высоких требований к чистоте перекачиваемой жидкости и ее смазывающим свойствам имеют ограниченное применение [122].
В книгах [69,70] большое внимание уделяется современным и наиболее перспективным конструкциям судовых насосов, обслуживающих главные и вспомогательные установки и системы. К наиболее распространенным судовым насосам относятся роторные (шестеренные, винтовые) насосы. В работах рассматриваются переменные режимы работы насосов объемного типа на нефтепродуктах, приводится аналитическое определение допустимых чисел оборотов шестеренных и винтовых насосов.
Методика расчета и результаты исследований радиальных втулочных высокоскоростных подшипников скольжения с различными системами питания предложена в работе [120]. Авторы приводят примеры подвода смазочного материала к гидродинамическим и гидростатическим подшипникам, в частности: с использованием разностей уровней смазочного материала в баке и подшипнике, погружением цапфы (смазыванием в масляной ванне), под давлением, создаваемым внешним источником. Первые два способа реализуются в гидродинамическом подшипнике, последний — в подшипниках скольжения, на рабочих поверхностях которых выполнены камеры и которые снабжены системой принудительного питания - в гидростатических подшипниках, в режимах пуска и останова, а также в случаях, когда в качестве смазочного материала используются маловязкие рабочие среды.
В работе [18] рассмотрены гидростатические подшипники быстроходных машин и подчеркивается ряд их преимуществ. Во-первых, отсутствие механического контакта опорных поверхностей и наличие требуемой несущей способности даже при нулевой скорости вращения ротора. Во-вторых, что следует из первого, отсутствие износа на режимах пуска и останова, высокая надежность и неограниченный ресурс. В-третьих, устойчивая работа на всех скоростных режимах, даже при довольно больших радиальных зазорах и малых эксцентриситетах. Кроме этого, при высоких скоростях вращения ротора влияние гидродинамической составляющей в создании несущей способности подшипника увеличивается, вследствие чего опору следует считать не гидростатической, а гибридной или гидростатодинамической.
Работа [98] обобщает многолетние исследования стационарных и динамических характеристик различных типов подшипников скольжения с криогенной двухфазной смазкой. Математическая модель подшипника учитывает возможность вскипания и парожидкостного состояния смазочного материала. Расчет поля давлений ведется численным интегрированием уравнения Рейнольдса в нестационарной форме, обобщенного на случай двумерного турбулентного течения вязкой сжимаемой парожидкостной среды.
Тепло физические свойства смазочных материалов
В настоящее время к новой технике предъявляются жёсткие и всё возрастающие требования по повышению надёжности и долговечности. Нефтепродукты, являясь эксплуатационными материалами, по своему влиянию на показатели работы техники равнозначны конструкционным материалам: металлам, резинам, пластмассам.
Следует подчеркнуть, что конструкции и материальному оформлению, а также условиям работы узла трения должен соответствовать определённый по составу и свойствам смазочный материал. Попытки в науке и на практике принизить или преувеличить роль нефтепродуктов и, в частности, смазочных материалов всегда оканчивались неудачами. И это естественно. Смазочные материалы являются сложными композиционными продуктами, в состав которых, входят многие компоненты и присадки, обусловливающие их свойства. Неправильно выбранный смазочный материал затруднит эксплуатацию техники, сократит её ресурс и снизит надёжность [29].
По агрегатному состоянию смазочные материалы разделяют на смазочные масла, пластичные, твёрдые и газообразные смазочные материалы (рисунок 2.3). Смазочные масла являются основным смазывающим материалом для машин общего назначения и в частности, для насосных агрегатов. В зависимости от исходного продукта различают нефтяные (минеральные), синтетические и жировые масла. Для смазывания машин общего назначения в основном применяют нефтяные масла, представляющие сложную смесь парафиновых, нафтеновых, ароматических углеводородов и некоторых примесей (сернистые соединения, смолы и т. п.). Исходным продуктом для выработки нефтяных масел является мазут, остающийся после отгонки из сырой нефти светлых фракций (бензина, керосина и др.), сначала из мазута отгоняют более лёгкие фракции - дистилляты, из которых изготовляют дистилятные масла малой и средней вязкости.
Вязкость масел обычно определяют и приводят в справочниках при температурах, приближающихся к рабочим, чаще всего при 50С и 100С. Существенный недостаток нефтяных масел — изменение вязкости в зависимости от температуры и давления: с повышением температуры и падением давления вязкость масел снижается. С увеличением вязкости существенно повышается его температура в зазоре, причем вязкость и несущая способность масляного слоя растут только до определенного предела, а потом остаются постоянными или даже падают.
Для смазывания узлов трения в условиях особо высоких (200...400С) и особо низких температур (-40...-60 С) или в условиях повышенной пожарной опасности применяют синтетические масла. Применение синтетических масел расширяется, несмотря на более высокую стоимость (до 10 раз) по сравнению с нефтяными маслами.
Основные группы масел по назначению разделяются: моторные, трансмиссионные, индустриальные, специализированные, гидравлические. В данной работе рассматривается дизельное топливо, которое относится к рабочей жидкости, смазывающей рабочие узлы насосного агрегата.
Для узлов трения смазочный материал является по существу таким же конструктивным элементом, как трущиеся детали. Смазывание является радикальным средством повышения работоспособности деталей и обеспечивает снижение трения и изнашивания, а таюке температуры трущихся поверхностей путём усиленного теплоотвода, повышение демпфирующей способности контакта, удаление продуктов изнашивания из зоны контакта, защиту от коррозии и др.
Расчет подшипников скольжения предполагает определение полей давления в смазочном слое подшипника. В большинстве случаев эта задача рассматривается как неизотермическая, в которой осуществляется совместное решение уравнений гидромеханики и теплофизики. В этом случае для достижения необходимой точности требуется учет зависимости свойств дизельного топлива от температуры.
Анализ трибологических свойств показал, что коэффициенты динамической вязкости дизельного топлива, бензина, керосина значительно отличаются от вязкости масел. Согласно данным справочной литературы вязкость керосина при 20 С меньше вязкости маловязких масел в 17 раз, а вязкость бензина соответственно в 45 раз [29]. Для сравнения вязкости нефтепродуктов используем график, где показана динамическая вязкость индустриального масла И-12А и маловязких нефтепродуктов: бензина, керосина и дизельного топлива (рисунок 2.4). В рабочем диапазоне температур от 270 до 350 К наблюдается ярко выраженная нелинейная зависимость, это свидетельствует о необходимости решения неизотермической задачи.
По этому вопросу в разной литературе имеется довольно противоречивые мнения, однако, в трудах классиков гидродинамической теории смазки [109] подчеркивается, что давление влияет на вязкость в довольно незначительной мере. И они же отмечают, что влияние давления на вязкость остается пренебрежимым до обычного значения равного 35 кг/см , компенсируясь возрастанием температуры на 1С, однако, примерно при 300 кг/см вязкость удваивается. Там же приводится ссылка, что на практике положение совершенно иное, вследствие того, что в случае быстрых изменений давления вязкость масла возрастает одновременно с давлением, а при высоких температурах влияние давления на вязкость падает довольно значительно.
Потери мощности на трение и прокачку
Элементарная сила сопротивления вращению цапфы зависит от касательного напряжения и при вязком сдвиге (по закону Ньютона) с учетом турбулентности потока имеет вид: dFTP = tdxdz, где т = [iKx vx/y.
Увеличение давления подачи р0 приводит к повышению грузоподъемности. Так при увеличении угловой скорости до 450 рад/с увеличивается грузоподъемность в ГСДП1 и ГСДП2, повышение давления смазочной жидкости в подшипнике скольжения с 1МПа до 10МПА приводит к повышению грузоподъёмности в ГСДП1 и в ГСДП2, причем при р=3 МПа грузоподъемность в подшипниках практически одинакова, то при р=10 МПа во втором грузоподъемность больше в 2 раза (рисунок 3.5 а, б).
Увеличении угловой скорости при смазке бензином приводит к снижению грузоподъемности при температуре 273 и 323 К, однако при температуре 223 К происходит некоторое увеличение грузоподъемности. Обобщая приведенные выше рассуждения, можно сделать вывод, что грузоподъемность ГСДП1 и ГСДП2, смазываемыми маловязкими нефтепродуктами, возрастает с увеличением угловой скорости, относительного радиального эксцентриситета, относительной длины и уменьшением радиального зазора и температуры рабочего тела.
Потери мощности на трение ГСДП1 и ГСДП2 возрастают с увеличением угловой скорости, относительного радиального эксцентриситета и уменьшением температуры рабочего тела. Потери мощности на прокачку ГСДП1, и ГСДП2 смазываемых маловязкими нефтепродуктами понижаются с увеличением угловой скорости и понижением температуры. Расход смазочного материала ГСДП1 и ГСДП2 возрастает с увеличением радиального эксцентриситета, давления подачи, температуры рабочего тела, с уменьшением угловой скорости.
В данной главе выполнено планирование экспериментальных исследований. Представлены конструкция экспериментальной установки, измерительный комплекс и методика проведения исследований. Проведены комплексные экспериментальные исследования подшипников скольжения с целью проверки несущей способности и потерь мощности на трение. Также представлены стендовые испытания работоспособности насосного агрегата на ведущем предприятии и результаты испытаний. Произведен сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований.
Проведение экспериментальных исследований призвано проверить адекватность разработанных теоретических положений, а также выявить влияние рабочих и геометрических параметров на характеристики гидроста-тодинамических подшипников. Результаты выполненных теоретических исследований подвергались сравнительному анализу с экспериментальными данными, полученными независимыми способами: непосредственно автором на специально спроектированном экспериментальном стенде, на реальных насосных агрегатах в заводских условиях на ведущем предприятии - ОАО «Ливгидромаш» (г. Ливны), а также другими исследователями.
Для проведения сравнительного анализа результатов экспериментальных исследований разработаное программное обеспечение модифицировалось применительно к расчету гидростатодинамических подшипников с точечными камерами, а также, для гидростатодинамических подшипников с осевой подачей смазывающего материала. Необходимые тепло физические свойства дизельного топлива аппроксимировались аналитическими выражениями по методу наименьших квадратов.
К управляющим факторам, определяющим поведение исследуемого объекта (ротора) относятся как конструктивные и геометрические характеристики ротора подшипника (тип, длина и диаметр, форма камер, зазор и т.д.), так и рабочие параметры (скорость вращения ротора со, плотность р и вязкость [І смазочного материала, давление р0 и температура То его подачи и другие параметры).
Учитывая трудоемкость и стоимость проведения экспериментальных исследований по изучению влияния всех факторов, определяющих работоспособность подшипников, ограничиваем их число лишь основными, среди которых: угловая скорость ротора, эксцентриситет, давление и температура подачи смазочного материала.
Конструкция экспериментальной установки, измерительный комплекс и методика проведения исследований
На базе проблемной лаборатории «Моделирование гидродинамических систем» Орел ГТУ проведены экспериментальные исследования гидро-статодинамических подшипников с целью проверки их работоспособности. Схема опытной установки Основным узлом экспериментального стенда (рисунок 4.2) является стальной корпус 1, установленный на массивной станине 2. Корпус имеет отверстия с резьбой для крепления элементов системы подачи смазочного материала 3 и датчиков давления (КРТ-С, ОАО «Орлэкс») 4. В корпус 1 крепится подшипниковый узел (ПУ) 5, который имеет в своей наружной части отверстия для крепления датчиков перемещения (IA5-18GM-I3 «Pepperl+Fuchs» и ДБ-2 «НПО Измерительной техники») 6 (по два на каждую опору в двух взаимоперпендикулярных направлениях) и элементов системы слива смазочного материала 7. Ротор моделируется валом 8. Статическое нагружение вала осуществляется через промежуточную втулку с подшипниками качения 9 и стержень 10, который центрирует втулку и нагрузочные диски 11. Роль привода выполняет асинхронный электродвигатель AHP80A2EY3 ( NH0M = 3 кВт, пном =3000 об/мин) 12 с частотным преобразователем 13, что позволяет варьировать частоту вращения без применения промежуточных передач (п = 0...12000 об/мин). Вал двигателя соединен с валом 8 через электромагнитную муфту 14. Подача смазочного материала осуществляется гидронасосом БВО12-40 мощностью 0,25 кВт, расходом до 0,5 кг/с, что обеспечивает давление в коллекторах подшипников скольжения на уровне 0,2 МПа. Также система подачи включает в себя следующие элементы: бак емкостью 50 литров; фильтры грубой и тонкой очистки для предотвращения попадания мелкодисперсных инородных включений в гидравлические тракты подшипника, соединительные трубопроводы.
Крепление втулок гидродинамических подшипников (рисунок 4.3) в корпусе опорного узла осуществляется посредством распорных втулок и прижимной гайки. Рисунок 4.3. - Радиальный ГСДП с точечными камерами а) длинный, б) короткий Основу информационно-измерительной системы (ИИС) составляет аналого-цифровой преобразователь фирмы «National Instruments», в качестве первичных преобразователей использовались индуктивные датчики относительных виброперемещений ДБ 2 фирмы «НПО Измерительной Техники» и IA5-18GM-I3 фирмы Pepperl+Fuchs, с помощью последних также измерялась частота вращения вала. Для измерения давлений в коллекторе ПС использовались датчики КРТ-С фирмы «Орлэкс», (Орел, Россия). Связь с датчиками осуществляется через соединительные кабели и согласующие устройства (рисунок 4.4).
Принципиальная схема измерительного комплекса Комплекс измерительной аппаратуры предназначен для получения информации о параметрах работы роторно-опорного узла, и позволяет определять его частоту вращения, а также давление, температуру и расход смазочного материала на входе и сливе подшипников. Базой ИИС является многофункциональная плата NI6052E, которая содержит возможности многоканального цифрового и аналогового ввода-вывода и счетчики-таймеры. Функциональное назначение платы - обеспечение ввода-вывода сигналов, оцифровка и отработка команд, управление силовыми модулями стенда. Данное устройство имеет калибровочный сертификат. Программное обеспечение N1-DAQ для Windows 2000/NT/XP/Me/9x. Сигналы с различных датчиков передаются через SCC модули. Это одно- или двухканальные аналоговые модули предназначены для согласования сигналов от различных типов первичных преобразователей. Управление электромагнитной муфтой, электродвигателем и насосом, а также осуществление функций аварийного отключения стенда производится через модули реле SC-RLY01. Для удобства модули SCC и SC-RLY01 монтируются в модуль SC-2345, который питается от блока SCC-PWR0L Плата NI6052E и модуль SC-2345 соединяются кабелем SH68-68-EP. Датчики давления, перемещения и силовые модули экспериментального стенда подключаются к SC-2345 через интерфейсные модули BNC, 9-Pin D-sub, Strain Relief.
Электромагнитная муфты ETM0542F предназначена для отключения вала установки от электропривода. Частотный преобразователь SV040IG5-4-RUS для управления асинхронным электродвигателем позволяет регулировать следующие параметры управления: частота вращения; крутящий момент; время разгона (торможения); характер разгона (торможения).
Инструментом для управления силовыми модулями установки и регистрации экспериментальных данных является программное обеспечение, разработанное автором в среде визуального программирования Labview . Программное обеспеченье Labview является средой графического программирования для сбора, обработки и представления экспериментальных данных, а также непосредственного управления различным оборудованием экспериментального стенда. Данный язык является мощным инструментом программирования, пригодным для решения практически любых задач математического моделирования и управления производственными процессами. Содержит обширные библиотеки стандартных функций обработки сигналов и создания интерфейса.
При проведении экспериментальных исследований изучалось влияние параметров смазочного материала ( при Т0=283...373 К и р0=0,1...0,5 МПа) и рабочих параметров (частота вращения п = 870.. .6930 об/мин).
Приводом в установке является асинхронный электродвигатель АИР80А2ЕУЗ (NHOM =3 кВт, пном =3000 об/мин) 11с частотным преобразователем 12, который позволяет варьировать частоту вращения без применения промежуточных передач. Вал электродвигателя связан с ротором насоса посредством электромагнитной муфты 13. Система питания выполнена по замкнутой схеме и включает в себя следующие основные элементы: бак емкостью 50 литров; фильтры грубой и тонкой очистки; необходимые вентили; соединительные трубопроводы высокого и низкого давлений. Для измерения и контроля необходимых физических величин в корпус подшипниковой установки вмонтированы датчик числа оборотов 10 датчик перемещений вала 6, а также датчик давления 4 и температуры смазочного материала в подшипниках, который на схеме не показан. Исследования проводились со смазочным материалом дизельное топливо и индустриальное масло, физические свойства, которых хорошо известны [34]. Гидродинамические подшипники, применяемые в насосном агрегате, изготовленном на АО «Ливгидромаш», представлены на рисунке 4.8.
