Содержание к диссертации
Введение
2. Теоретическая оценка мощности, расходуемой на привод подшипников качения ГТД 17
2.1. Классификация явлений, приводящих к потерям мощности на вращение подшипников 17
2.2. Потери мощности от сил гидродинамических сопротивлений в подшипниках ГТД 19
2.3. Структурное уравнение для оценки теплового потока, эквивалентного суммарной мощности на привод подшипника 21
2.4. Составление модели течения жидкости внутри подшипника и ее математическое описание 23
2.5. Нахождение способа решения основного критериального уравнения 31
2.6. Характеристика безразмерного сопротивления трения в легко нагруженных роликовых подшипниках 32
2.7. Гидродинамическое безразмерное сопротивление движению жидкости в каналах подшипников. Оценка суммарного коэффициента сопротивлений 39
2.8. Основные выводы 41
3. Описание экспериментального стенда, методика проведения испытаний и основные результаты 42
3.1. Цель испытаний 42
3.2. Объект исследования 42
3.3. Испытательное оборудование и методика проведения испытаний 44
3.4. Методика проведения сравнительных испытаний 50
3.5. Результаты испытаний 52
3.5.1. Испытания межроторного подшипника при подаче масла через отверстия во внутреннем кольце 52
3.5.2. Испытания межроторного подшипника при подаче масла из серийных коллекторов 62
3.6. Основные выводы 81
4. Разработка метода анализа теплового режима межроторных роликовых подшипников 82
4.1. Метод анализа теплового режима роликоподшипника с одним неподвижным кольцом 82
4.2. Разработка метода анализа теплового состояния межроторного роликоподшипника 85
4.3. Метод анализа теплового режима межроторного роликоподшипника...91
4.4. Примеры расчета теплового состояния роликовых подшипников 94
4.5. Основные выводы 98
5. Конструктивные схемы опор ГТД 99
5.1. Пути повышения надежности работы межвальной опоры ГТД 99
5.2. Работоспособность межвальных роликовых подшипников с вращением обоих колец для перспективных авиационных ГТД 104
5.3. Улучшение характеристик подшипников путем модификации формы поверхностей качения 113
5.4. Высокоскоростные цилиндрические роликоподшипники 116
5.5. Взаимодействие торцов роликов с направляющими бортами 120
5.6. Опыт создания и доводки передней опоры КВД малогабаритного ГТД 124
5.7. Пути повышения надежности работы межроторной опоры ГТД 131
5.8. Основные выводы 139
Выводы по диссертационной работе 140
Литература 141
- Потери мощности от сил гидродинамических сопротивлений в подшипниках ГТД
- Испытательное оборудование и методика проведения испытаний
- Разработка метода анализа теплового состояния межроторного роликоподшипника
- Работоспособность межвальных роликовых подшипников с вращением обоих колец для перспективных авиационных ГТД
Введение к работе
Рабочая температура подшипника является одним из важнейших критериев оценки надежности и долговечности его работы. Поэтому при подборе подшипников качения опор роторов газотурбинных двигателей (ГТД), наряду с общепринятыми расчетами, необходимо производить расчет их теплового состояния. В проектировочном варианте такого расчета должно определяться требуемое количество прокачиваемого масла, обеспечивающее надежную работу подшипника при заданной по условиям эксплуатации его температуре. Если же подшипниковый узел ГТД уже спроектирован и изготовлен, то в поверочном варианте расчета его теплового режима необходимо оценить температуру подшипника, которую он будет иметь при заданной условиями эксплуатации прокачке масла.
Радиальные роликовые подшипники опор ГТД относятся к числу наиболее ответственных деталей, определяющих срок службы и надежность работы двигателей. Долговечность, грузоподъемность и надежность работы подшипников в значительной степени зависят от их рабочей температуры, осевых и радиальных градиентов температур колец.
Эксплуатация двигателей АЛ-31Ф, у которых в опоре турбины высокого давления (ТВД) установлен межроторный подшипник (МРП), показала, что на некоторых двигателях такие подшипники воспринимают нагрузки, значительно превышающие расчетные значения [22]. При этом наблюдаются неоднократные случаи появления дефекта межроторного подшипника с характерными признаками действия на опору повышенных нагрузок [23]:
- наружное кольцо - усталостное выкрашивание, выработка дорожки качения глубиной до 1,5 мм на дуге 9 0- 140°, раскатка, налипание материала сепаратора (бронзы) на дорожку качения. - внутреннее кольцо - выкрашивание, раскатка дорожки качения и направляющих бортов по всей окружности, растрескивание по торцам, на посадочном диаметре следы проворота;
- сепаратор - износ по наружному и внутреннему диаметрам, трещины на продольных перемычках, оплавление материала сепаратора;
- ролики - выкрашивание поверхности качения, раскатка, потемнение.
Для выяснения причины возникновения данного дефекта, в 2002 г. на подшипниковом стенде ЦИАМ были проведены испытания МРП 5-272822Р2 с имитацией разных условий сборки подшипникового узла и эксплуатации.
Была исследована работоспособность роликоподшипника, при его испытаниях с повышенной радиальной нагрузкой, повышенной величиной несоосности и с разными радиальными зазорами. Проведенными исследованиями не было выявлено явной причины появления дефектов в эксплуатации. Однако во время испытаний был обнаружен конструктивный недостаток подачи масла в подшипник из отверстий серийных коллекторов: при частоте вращения вала ротора низкого давления свыше 1000 об/мин струи масла на выходе из отверстий коллектора отклоняются под действием центробежных сил и практически не попадают в зазор между внутренним кольцом и сепаратором подшипника [25].
В результате проведенных исследований высказано предположение, что такая подача масла в подшипник может явиться причиной недостаточного охлаждения внутреннего кольца и в сочетании с другими факторами, вызывающими высокие контактные нагрузки, приведет к повышенному радиальному градиенту температур между кольцами, как следствие, к выборке радиального зазора и к заклиниванию подшипника. Для более эффективного охлаждения подшипника и выравнивания температурных значений между кольцами рекомендовано изменить схему подачи масла в подшипник. Специалистами НТЦ им. А. Люльки была предложена конструкция роликоподшипника 5-272822Р2У с отверстиями во внутреннем кольце. Для оценки эффективности данного предложения на подшипниковом стенде Т14-15/1 ЦИАМ проведены в июле-августе 2006 г. [26] сравнительные испытания с целью исследования работоспособности и температурного состояния колец межроторного подшипника при разных способах подачи масла в подшипник.
В соответствии с вышесказанным была определена основная цель диссертационной работы — проведение экспериментальных исследований температурных условий работы межроторных подшипников и на основе этих исследований разработка инженерного метода анализа теплового состояния подшипников ГТД.
Актуальность работы определяется растущей теплонапряженностью современных авиационных ГТД, применением биротативных схем роторов с использованием межроторных подшипниковых опор. Эксплуатация межроторных подшипников требует уточнения расхода масла по сравнению с подшипниками, работающими при неподвижном одном кольце, так как масла, необходимого для прокачки через межроторный подшипник, требуется меньше. Это позволяет перераспределить расходы подаваемого масла на подшипник и элементы опоры, улучшая при этом тепловое состояние опоры в целом.
Научная новизна заключается в том, что впервые в России проведено экспериментальное исследование теплового состояния межроторного роликоподшипника с измерением температур внутреннего и наружного колец с помощью двух ртутных токосъемников. При этом осуществлялся подвод масла на тела качения подшипника через отверстия, выполненные во внутреннем кольце. В процессе экспериментальных исследований установлен характер влияния скольжения колец на изменение суммарных затрат мощности на привод подшипника, на изменение температуры наружного и внутреннего колец подшипника.
Практическая ценность. Разработан инженерный метод, позволяющий оценивать тепловой режим межроторных роликоподшипников при любых значениях скольжения роторов. Применение разработанного метода анализа позволяет оптимально распределить потребные расходы масла на подшипники качения и на элементы конструкции. Тем самым, снижаются осевые и радиальные градиенты температур элементов подшипников и силовых элементов опор.
Достоверность результатов работы подтверждается:
Разработанный метод анализа теплового состояния подшипников внедрен в практику работы НТЦ им. А. Люльки. С его помощью определена и реализована потребная прокачка масла через опоры двигателей АЛ-55И и 117С.
Впервые разработана и реализована конструкция межвального радиально-упорного шарикоподшипника с подводом масла через внутренние полукольца. Работоспособность опоры подтверждена ресурсными и летными испытаниями в составе АЛ-55И.
Решена проблема проскальзывания межвального роликового подшипника в составе изделия 117С путем переноса наружного кольца подшипника с вращающегося вала на неподвижный корпус центрального привода агрегатов. Экспериментально определен оптимальный расход масла через подшипник.
Таким образом, настоящая диссертационная работа посвящена решению сложной проблемы по определению теплового состояния подшипников главной трансмиссии авиационных ГТД.
Апробация работы. Результаты работы докладывались на Научно-техническом совете «НТЦ им. А.Люльки ОАО «НПО Сатурн», а также следующих конференциях: на V международной конференции «Научно 9
технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения» в г. Санкт-Петербурге в 2003 г., на II научно-практической конференции молодых ученых и специалистов «Исследования и перспективные разработки в авиационной промышленности» в г. Москве в 2004 г., на XIV международной научно-технической конференции по компрессорной технике в г. Казань в 2007 г., на десятом международном салоне «Двигатели - 2008» «Научно-технический конгресс по двигателестроению НТКД-2008» в г. Москве в 2008 г.,_на XIV международном конгрессе двигателестроителей в п. Рыбачье, Украина, Крым в 2009 г.
Публикации. По результатам выполненных исследований имеется 11 печатных работ, в том числе четыре патента, две работы опубликованы в ведущем рецензируемом научном издании «Вестник МАИ», 5 публикаций - в тематических сборниках и трудах конференций. [17, 18, 19, 20, 29, 30, 31, 32, 33,34,35].
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, выводов к главам и общих выводов. Она изложена на 146 страницах, содержит 58 рисунков, 13 таблиц и список использованных источников, включающий 62 наименования.
Потери мощности от сил гидродинамических сопротивлений в подшипниках ГТД
Подвод к подшипникам опор роторов ГТД большого количества масла с целью отвода тепла трения приводит к появлению дополнительных сил гидродинамических сопротивлений, обусловленных перемешиванием масла телами качения.
В результате взаимодействия тел качения с находящимся между ними маслом и создаваемой вследствиеГ зтого раз1їостиГ давлений до 1Г послё каждого тела качения создается некоторый перепад: гдеро и / ; - соответственно давления перед и за телом качения, Н/м .
Кроме того, при вращении тел качения вокруг собственных осей и сепаратора вокруг оси подшипника возникает весьма интенсивное перемешивание масла, которое изменяется прямо пропорционально от перепада Ар. Чем интенсивнее будет движение тел качения, тем больше будет Ар и, как следствие, более эффективное перемешивание жидкости.
Тогда осредненная сила сопротивления движению и перемешиванию жидкости в канале подшипника может быть оценена по известной формуле гидравлики (в Н): где АР2сР — осредненный по каналу подшипника эквивалентный перепад давлений между каждой парой соседних тел качения, количественно включающий в себя влияние интенсивного перемешивания жидкости, Н/м ; Сг - коэффициент гидродинамического сопротивления; х 2 — окружная скорость масла, м/с; S2 — площадь поперечного сечения канала подшипника (мидель тела качения), м2.
Данная осредненная сила сопротивления складывается (не считая сопротивления в зазорах) из двух составляющих: - эквивалентной силы Р2 на преодоление сопротивления движению и перемешиванию масла, находящегося в пространствах между разделенными сепаратором телами качения; - силы сопротивления Р] на сообщение вновь поступившему в канал (через форсунку) подшипника маслу скорости движения тел качения.
Однако вторая состав!Шощая сильтпренебрежимо мала по сравнению-с— первой, т.е. можно считать: Р2ср=Р2.
Далее определяется мощность, необходимая для преодоления силы Р2ср, которая расходуется на перемешивание интенсивно подогреваемой жидкости (за счет диссипации энергии перемешивания) вдоль оси канала подшипника. Общие затраты мощности на движение и перемешивание выражаются только через осредненную мощность на перемещение жидкости. где и — скорость вращения сепаратора, к которой приравнивается осредненная по сечению канала скорость движения масла v2, м/с.
Коэффициент гидродинамических сопротивлений С2 является функцией ряда факторов, определяемых условиями течения и строения потока, которые могут быть определены на основании физического анализа конкретных условий опыта. Экспериментальное значение коэффициента С2 должно учитывать всю специфику движения жидкости между телами качения, разделенными сепаратором. По существу С2 является эквивалентным параметром, т.к. его основной характеристикой является безразмерное сопротивление перемешиванию масла телами качения со значительными скоростями, пропорциональными и.
При установившемся режиме работы тепловой поток, эквивалентный осредненным затратам мощности на преодоление сил гидродинамических сопротивлений, определяется по формуле (2.2):
Физическая сущность равенства (2.2) состоит в том, что мощность на перемешивание жидкости не менее чем на 2 порядка превышает мощность на сообщение маслу скорости и.
Испытательное оборудование и методика проведения испытаний
Исследование теплового состояния межроторного подшипника в зависимости от способа подачи масла проводилось на стенде ТІ4-15/1, позволяющем испытывать подшипники с одновременным вращением колец как в одну, так и в противоположные стороны. Машинная линия стенда (рис. 3.3) состоит из двух электродвигателей постоянного тока (МПБ-28/26 и ДК-210-АЗУ2), двух мультипликаторов и испытательного узла (3). Электродвигатель (1) привода внутреннего кольца подшипника — МПБ-28/26, мощностью 89 кВт, имеет номинальную частоту вращения 3500 об/мин (nmax=4100 об/мин). Электродвигатель (5) привода наружного кольца - ДК-210-АЗУ2, мощностью ПО кВт, имеет номинальную частоту вращения 3500 об/мин (nmax=3900 об/мин). Мультипликаторы стенда 2-х ступенчатые. Мультипликатор (2), связанный с электродвигателем МПБ-28/26, собран с передаточным отношением 4,096 и передает крутящий момент на вал-привод внутреннего кольца испытуемого подшипника. Второй мультипликатор (4), приводимый во вращение от двигателя ДК-210-АЗУ2, имеет передаточное отношение равное 10 и передает крутящий момент на вал-привод наружного кольца испытуемого подшипника. Испытательный узел (рис. 3.4) позволяет устанавливать в нем подшипники с внутренним диаметром d=70...120 мм и наружным диаметром D=100...220 мм. Диапазоны частот вращения внутреннего кольца п=1000...15000 об/мин, наружного -п=1000...35000 об/мин. Нагружение испытуемого подшипника (12) производится постоянной радиальной нагрузкой, которая через шток (9) задается гидравлической месдозой (10), усилие в которой определяется площадью поршня и давлением масла. Давление масла в месдозе контролируется по образцовому манометру. Стенд имеет три маслосистемы: маслосистему нагружения исследуемого подшипника, маслосистему его циркулярного смазывания и маслосистему смазки мультипликаторов. Система подачи смазки к испытуемому подшипнику аналогична той, которая применяется в двигателе-прототипе. Для подачи масла к исследуемому подшипнику на торце вала 1 выполнен карман, в который масло поступает из форсунки 2, установленной на неподвижном корпусе. Под действием центробежных сил масло из кармана по горизонтальным каналам и радиальным отверстиям поступает к штатным вращающимся коллекторам или к отверстиям во внутреннем кольце подшипника (рис. 3.2). Для проведения сравнительных испытаний межроторных роликоподшипников с подачей масла двумя способами, была проведена доработка оснастки испытательного узла стенда. Чертежи и детали оснастки выполнены в НТЦ им. А.Люльки. Для определения влияния величины прокачки масла через подшипник на его температурное состояние, в НТЦ им. А.Люльки были также изготовлены пять форсунок с диаметрами жиклера 0,8 мм, 1,0 мм, 1,2 мм, 1,5 мм и 2 мм, которые поочередно устанавливались для подачи масла в вал (поз. 2, рис. 3.4). Для предотвращения попадания дополнительного объема масла к МРП от подшипников узла нагружения, на внутреннем валу был установлен экран в виде отражающего диска. Для предотвращения проворота втулки подшипника и диска на валу в них были установлены 2 штифта диаметром 6 мм, которые входили в пазы вала внутреннего кольца подшипника. Монтаж внутреннего кольца подшипника производился с натягом 0,003...0,005 мм, а наружного-с зазором 0,010...0,015 мм. Контроль состояния исследуемых подшипников, при выполнении данных сравнительных испытаний, проводился с помощью измерения температуры наружных и внутренних колец каждого исследуемого подшипника и измерения температуры масла на входе и выходе из испытательного узла.
Разработка метода анализа теплового состояния межроторного роликоподшипника
За основу разрабатываемого метода принимается алгоритм, рассмотренный в разделе 4.1. Для начала будут произведены изменения в некоторых критериях подобия, необходимые для составления основного критериального уравнения. Кинематическая схема межроторного роликоподшипника показана на рис. 4.2. Для межроторного подшипника необходимо разделить скорость движения сепаратора и среднюю скорость движения масла в канале подшипника. Для критерия Ей (4.5) скорость движения сепаратора сохраняется и определяется по формуле (4.1). Для критериев Re и Sh принимается средняя скорость движения масла в канале, определяемая по следующей формуле: (4.9) С учетом формулы (4.9) критерий Рейнольдса примет следующий вид: Далее необходимо составить выражение для определения критерия Струхаля, которое будет выглядеть следующим образом с учетом (4.9): ін - число контактов в течение одной минуты в каждой точке дорожки качения у наружного кольца. Условно принимается, что г - это время существования контактов в каждой точке дорожки качения у наружного кольца в течение одной секунды. Критерий Sh указывает на нестационарность течения масла в зазорах между телами качения и кольцами подшипников и, как следствие, на существование подобия в сходственные отрезки времени. Здесь будет наблюдаться периодичность, обусловленная временем развития и исчезновения эпюры давления в контакте ролика с беговой дорожкой кольца подшипника. Движение масла в зазорах можно представить как условно стационарный процесс, состоящий из непрерывно возникающих друг за другом течений между телами качения и кольцами. Изучение нестационарности такого процесса с одним неподвижным кольцом не представляет практического интереса при осредненной оценке сопротивления движению в зазорах. Однако при скольжении колец подшипника наблюдается изменение значения критерия Sh (рис. 4.3). Это связано с различием кинематики подшипника с неподвижным кольцом и подшипника с одновременным вращением колец. Поэтому в значение коэффициента Сг добавлен критерий подобия Sh, который также как и критерий подобия Re, является определяющим для определения гидродинамических потерь мощности. На графике (рис. 4.3) построены зависимости критерия подобия Sh для трех геометрически подобных роликоподшипников от отношения частот вращения колец. Когда частота вращения внутреннего кольца пвн равна нулю, значение критерия Sh постоянно при любом значении частоты вращения наружного кольца пнар. При этом следует отметить, что изменение значения Sh геометрически подобных подшипников численно почти одинаково. В случае одновременного вращения колец подшипника, критерий подобия Sh меняется нелинейно. На основе принятого методологического разделения суммарного теплового потока EQ на потери от сил трения Qmp и сил гидродинамических сопротивлений Qzudp следует следующее выражение: На основе экспериментальных данных по исследованию теплового состояния подшипника при подводе масла через внутреннее кольцо устанавливается суммарное тепловыделение при разных расходах масла: Из формулы (4.12) определяется тепловой поток Qsudp, эквивалентный затратам мощности на преодоление сил гидродинамических сопротивлений, как разность между найденным из опыта значениям ZQ3KCn и подсчитанным из установленного выражения величин Qmp (в Вт): В главе 2 было записано теоретическое выражение для QzudP по формуле (2.12) (в Вт): Из сравнения выражений для QeudP (2.12) по зависимостям (4.14) и (4.15) получается формула для расчетно-экспериментального определения коэффициента гидродинамических сопротивлений: При этом скорость движения масла в канале подшипника и, равной скорости движения сепаратора, заменяется на среднюю скорость движения масла в канале подшипника VMxp, (4.9). В этом случае Qmp выражается по следующей формуле: Проведенные эксперименты первого этапа и их анализ показали, что составляющие внутреннего теплового потока Qmp и Qeudp при скольжении роторов изменяются непропорционально друг другу. При малых скольжениях роторов преобладает гидродинамическая составляющая теплового потока QeudP, при этом составляющая трения Qmp стремится к минимальному значению (рис. 4.4). Это объясняется тем, что при стремлении колец к одинаковым частотам вращения, частота вращения роликов стремится к нулю, а сепаратора к частотам вращения колец, что приводит к минимальному трению.
Работоспособность межвальных роликовых подшипников с вращением обоих колец для перспективных авиационных ГТД
В двухкаскадных авиационных газотурбинных двигателях часто применяют межвальные опоры, в которых кольца подшипников одновременно вращаются в одну или противоположные стороны. Для перспективных авиационных двигателей, в связи с получаемыми преимуществами по ряду параметров, целесообразно создавать каскады высокого и низкого давлений с противоположным вращением роторов. Фирма Прадд-Уитни считает [7], что двигатель с роторами каскадов низкого и высокого давлений, вращающимися в противоположные стороны, имеет меньший вес и лучшие газодинамические параметры, а межвальные подшипники имеют более высокую расчетную долговечность по сравнению с двигателем, в котором ротора вращаются в одну сторону. В подшипниках с вращением колец в разные стороны частота вращения сепаратора значительно ниже, чем при вращении одного кольца или обоих колец в одну сторону.
Снижение частоты вращения сепаратора при вращении обоих колец в противоположные стороны приводит к снижению центробежных сил роликов и, следовательно, к повышению контактной прочности, как роликов, так и поверхности тел качения наружного кольца подшипника, что весьма важно при высоких частотах вращения роторов. Частоты вращения элементов цилиндрических роликоподшипников определяется по формулам: сепаратора пс = — ролика относительно собственной оси Отношение частоты вращения сепаратора при вращении колец в одну сторону пс к частоте вращения сепаратора при вращении колец в противоположные стороны пс, используя формулу (5.1), равно: Из формулы (5.3) видно, что для больших частот вращения роторов и незначительной их разницы между собой отношение частот вращения сепаратора становится значительным. Следовательно, в подшипниках с противоположным вращением колец центробежные силы от тел качения будут значительно ниже по сравнению с центробежными силами от тел качения при вращении колец в одну сторону, а долговечность подшипников с противоположным вращением колец по контактной прочности будет выше долговечности подшипников с вращением только внутреннего кольца или обоих колец в одну сторону. Отношение частоты вращения сепаратора при вращении только одного внутреннего кольца иск частоте вращения сепаратора при вращении колец подшипника в противоположные стороны из формулы (5.3), принимая и„ =0, равно: Из формулы (5.4) также видно, что частота вращения сепаратора при вращении колец в противоположные стороны существенно меньше частоты вращения сепаратора при вращении только одного внутреннего кольца подшипника. 1. Вращается только одно внутреннее кольцо с частотой пв, частота вращения сепаратора пс. 2. Вращаются внутреннее и наружное кольца в одну сторону с частотами соответственно пв и пн, частота вращения сепаратора ric. 3. Вращаются внутреннее и наружное кольца в противоположные стороны с частотами соответственно иви пн, при этом п пв, частота вращения сепаратора пс. Из рис. 5.5 видно, что наименьшую частоту вращения имеет сепаратор при вращении колец в противоположные стороны. В качестве примера в табл. 5.1 приведены частоты вращения элементов межвального роликоподшипника 5-272822Р2 (110x140x19 мм) с диаметром роликов 8 мм и принятой частотой вращения колец.
