Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор литературы, задачи работы 10
1.1. Методы контроля вибраций роторных систем 10
1.2. Контроль вибраций в турбомашинах 16
1.3. Задачи диссертационной работы 18
2. Проектирование промежуточной опоры компрессорного стенда 20
2.1. Предварительный расчет трансмиссии стенда для начала рабочего проектирования промежуточной опоры 21
2.2. Описание конструкции промежуточной опоры 22
2.3. Узлы и элементы промежуточной опоры 27
2.4. Проектирование упругого кольца 31
2.5. Проектирование упругой втулки 35
2.6. Расчет долговечности подшипников промежуточной опоры 38
2.7. Расчет управляющего давления воздуха в "думиснои" полости... 40
2.8. Конечно-элементный анализ упругой втулки 42
2.9. Экспериментальные исследования осевой податливости упругой втулки 44
2.10. Выводы 52
3. Динамический анализ валопровода 53
3.1. Моделирование динамической системы валопровода 53
3.2. Частоты и формы колебаний, анализ 56
3.3. Идентификация математической модели по экспериментальным данным 64
3.4. Нестационарный анализ поведения валопровода при изменении жесткости 67
3.5. Выводы 71
4. Испытания промежуточной опоры в составе компрессорного стенда 72
4.1. Общая схема компрессорного стенда с промежуточной опорой 72
4.2. Основные блоки и узлы компрессорного стенда 74
4.3. Результаты тестовых испытаний 80
4.4. Выводы 92
5. Проектирование опоры с регулируемой жесткостью для авиационного ГТД 93
5.1. Общие положения 93
5.2. Конструкция задней опоры кнд 97
5.3. Конструкция передней опоры кнд 98
5.4. Выводы 100
6. Выводы 101
7. Список использованных источников 102
- Контроль вибраций в турбомашинах
- Описание конструкции промежуточной опоры
- Идентификация математической модели по экспериментальным данным
- Основные блоки и узлы компрессорного стенда
Введение к работе
диссертационного совета д.т.н. Зуев Ю.В.
Актуальность темы – при создании и доводке современных авиационных газотурбинных двигателей широко применяются стенды для автономных испытаний вентиляторов и компрессоров. Данные испытания требуют от стенда обеспечения работы в широком диапазоне частот вращения. При необходимости охватить диапазон работы, например, до 30000 об/мин, остро встает вопрос об отстройке от критических частот вращения роторов трансмиссии стенда.
Для существующих низкооборотных стендов данная задача обычно решается их перепроектированием и изготовлением новой материальной части. Этот вариант требует немалых временных и финансовых затрат. Применение упруго-демпферных элементов в конструкции опор не исправляет ситуацию, т.к. необходимый рабочий диапазон чрезвычайно широк. Часто в области рабочих оборотов находится не только первая, но и вторая критические частоты вращения роторов трансмиссии стенда.
Естественно, что подобная ситуация негативным образом сказывается на возможности проведения испытаний компрессоров. Повышенные вибрации отрицательно влияют на вибросостояние как испытуемой конструкции, так и узлов стенда. Часто вообще не удается пройти через резонансный режим и провести испытания компрессора на высоких частотах вращения.
Возможным решением данной проблемы может стать внедрение в конструкцию стендов опор роторов с изменяемыми в процессе работы жесткостными характеристиками. В этом случае затраты на доработку стенда будут минимальными, а сам стенд может быть использован как для низкооборотных, так и для высокооборотных компрессоров.
Актуальность работы определяется необходимостью:
- обеспечения исследования рабочих характеристик компрессора низкого давления (КНД) двигателя АЛ-55И во всем рабочем диапазоне;
- решения конкретной задачи по снижению уровня вибраций компрессорного стенда “НТЦ им. А.Люльки” ОАО “НПО “Сатурн”;
- снижения временных и финансовых затрат на переоборудование стенда;
- поиска, исследований и разработки новых решений конструкций опорных узлов авиационных двигателей новых поколений.
Цель работы - создание опоры позволяющей директивно менять свою жесткость и тем самым менять динамические характеристики всей роторной системы.
Задачи работы -
1. Проведение анализа вибрационных характеристик валопровода стендового комплекса, определение места расположения дополнительного опорного устройства, схемы управляющего воздействия, а также необходимых значений жесткостных параметров конструкции опоры.
2. Разработка конструкции дополнительного опорного устройства валопровода (в дальнейшем промежуточной опоры) с необходимыми жесткостными и прочностными параметрами, позволяющей управлять его жесткостными свойствами.
3. Проведение статических расчетов и испытаний упругих элементов промежуточной опоры. Сравнение результатов.
4. Моделирование роторной системы испытательного стенда, проведение линейного и нестационарного анализа при изменении жесткостных свойств системы.
5. Проведение экспериментальных исследований в составе автономного компрессорного стенда, сравнение расчетных и экспериментальных результатов динамического анализа.
6. На базе полученных результатов разработка опоры с изменяемыми в процессе работы жесткостными характеристиками для авиационных газотурбинных двигателей (117С).
Научная новизна - заключается в том, что предложена новая схема управления жесткостными параметрами роторных систем для перехода через резонансные режимы, впервые разработана и испытана конструкция опоры, реализующая эту схему управления.
Особенностью новой схемы и разработанной конструкции является изменение жесткости опоры за счет изменения осевой нагрузки. Такой опорой служит опора с шарикоподшипником, воспринимающая суммарную осевую силу ротора. Увеличение осевой нагрузки на опору приводит к изменению податливости опоры (за счет образования контакта по посадочной конической поверхности). Это является необходимым условием для изменения значения критических частот вращения ротора, что необходимо для отстройки системы от резонансных режимов работы.
В работе приведено теоретическое и экспериментальное исследование данной опоры. Ее применение позволяет стендовой установке эффективно работать на закритических режимах, существенно расширяя охватываемый при испытаниях диапазон частот вращения без переборки или изменения конструкции. Проверка работоспособности опоры в условиях стенда создало базу для применения подобной конструкции и в авиационных двигателях.
Автор защищает – возможность и целесообразность применения опоры данной конструкции в составе трансмиссии испытательных стендов различного назначения, а также в составе авиационных ГТД. Методы расчета опоры, позволяющей непосредственно во время работы директивно менять свою жесткость.
Практическая ценность - Применение опоры данной конструкции позволяет стендовой установке эффективно работать на закритических режимах, существенно расширяя охватываемый при испытаниях диапазон частот вращения без переборки или изменения конструкции. Незначительное увеличение массы и габаритов относительно стандартных вариантов упруго-демпферных опор не является критичным при создании стендовой установки и окупается увеличением возможностей испытательного стенда, сокращением материальных и временных затрат на возможные перемонтажи стенда, связанные с постановкой нового испытуемого узла.
Реализация работы – Разработанный опора и метод управления вступили в эксплуатацию на испытательном стенде Т-4 ОАО «НПО «Сатурн».
Апробация работы – Отдельные результаты работы докладывались НТС предприятия, а также на следующих конференциях:
-
Доклад на международной научно-технической конференции “Динамика, прочность и ресурс машин и конструкций”. Украина, г. Киев, 2004 г.
-
Доклад на XIII международной научно-технической конференции “Компрессорная техника и пневматика в XXI веке”. Украина, г. Сумы, 2004 г.
-
Доклад на международной научно-технической конференции “Динамика, прочность и ресурс машин и конструкций”. Украина, г. Киев, 2005 г.
-
Доклад на ХІV International colloquium “Mechanical Fatigue of Metals”. Болгария, г. Варна, 2008 г.
-
Доклад на XIV международном конгрессе двигателестроения. Украина, п. Рыбачье, 2009 г.
Публикации – По результатам выполненных исследований имеется 5 печатных работ, в том числе одна работа опубликована в ведущем рецензируемом научном издании «Вестник МАИ», три публикации в тематических сборниках и трудах конференций, и один патент.
Структура и объем работы – Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, выводов к главам, общих выводов и заключения. Список литературы включает 65 наименований. Диссертация изложена на 109 страницах, содержит 59 рисунка и
10 таблиц.
Контроль вибраций в турбомашинах
Параметры и характеристики опор зависят от их конструкции, основных размеров, напряжений в определяющих деталях. Среди общих требований к конструкциям по габаритам и массе можно также выделить дополнительные условия: - ограничение больших радиальных деформаций в опорах под действием радиальных статических перегрузок. Это предупредит возможность задевания рабочих лопаток ротора о статор и задеваний в лабиринтных уплотнениях воздушного тракта и масляных полостей; обеспечение соосности расположения ротора в корпусе путем смещения центра опоры на величину статической деформации упругих элементов от действия силы веса. При этом не должны нарушаться упругие и демпфирующие свойства опор; обеспечение оптимальной демпфирующей способности; - обеспечение стабильности и определенности упруго-демпферных характеристик опоры при назначении допусков на изготовление деталей опоры и использования возможностей подбора деталей при сборке.
В настоящее время наиболее широкое применение получили опоры трех видов: 1) опоры с кольцевыми упругими элементами; 2) опоры типа «беличье колесо»; 3) опоры гидродинамического типа.
Основным упругим элементом опоры в первом случае является тонкостенное упругое кольцо [33]. Кольцо вставлено между корпусом и внешним кольцом подшипника с определенным натягом. При радиальном перемещении подшипника участки упругого кольца прогибаются, создавая упругую реакцию на подшипник. Упругое кольцо обычно имеет 9-12 выступов снаружи и (или) внутри и, соответственно, столько же упругих участков. Выступы располагаются в шахматном порядке. Взаимное расположение деталей опоры и упругого кольца фиксируется специальной контровкой. Толщина и ширина упругого кольца и число участков определяют жесткость опоры.
Высота выступов составляет всего 0,15...0,25 мм и определяет допустимую по прочности величину прогиба участка кольца. Для того, чтобы все участки кольца участвовали в работе, оно устанавливается в корпус с натягом по выступам. Натяг необходим для выборки люфта по выступам. Величина натяга находится в пределах до 0,04 мм при больших диаметрах внешнего кольца подшипника. В упруго-демпферной части кольца имеются жиклеры 00,8 мм ( 40 шт.)
Пространство между выступами колец заполняется маслом. При деформации участков кольца в этих пространствах возникает выдавливание или засасывание масла. Перетекание масла происходит через торцевые зазоры, жиклеры и неплотности выступов. Отмеченные насосные действия создают демпфирующий эффект. Подбором зазоров и надежным подводом смазки в полости достигается наибольший эффект демпфирования. Кроме того, кольцо устраняет возможность возникновения в полостях при всасывании разрывов масляных пленок и ухудшения демпфирующей способности опоры. Конструкция упругой опоры с упругими кольцами является весьма компактной и легкой.
Упругий элемент опоры типа «беличье колесо» представляет собой втулку с большим количеством прорезей. Втулка одной стороной с помощью фланца прикрепляется к корпусу опоры, с другой стороны крепится к корпусу подшипника. Корпусная втулка может иметь различную конструкцию, но в ряде случаев она также выполняется в виде беличьего колеса и является вторым упругим элементом опоры. Под действием радиальной силы подшипника стержневые элементы упругой втулки работают на изгиб. Жесткость опоры определяется толщиной стенки втулки, числом, формой и размерами стержневых элементов.
Для того чтобы стержневые элементы имели одинаковую жесткость и напряженность во всех направлениях изгибной деформации, их поперечное сечение должно быть круглым. Однако вследствие больших технологических трудностей они выполняются квадратного сечения.
Демпфером опоры является тонкий масляный слой между втулками. Демпфирующие свойства опоры зависят от толщины и ширины масляного слоя. Масляный слой создает не только гидродинамический эффект демпфирования. В связи с тем, что радиальная сила ротора представляет собой вращающийся вектор, угловая скорость которого равна угловой скорости ротора, масляный слой работает как гидродинамический подшипник. Гидродинамическая радиальная сила является дополнением к упругой силе, создаваемой стержнями опоры.
Анализ методов и решений, используемых для решения проблемы перехода через резонансные режимы роторных систем, позволил выделить основное направление модификации инженерной конструкции компрессорного стенда "НТЦ им. А Люльки" ОАО "НПО Сатурн" и, в частности, его трансмиссии (валопровода). Этим направлением является включение в валопровод стенда конструкции, позволяющей дискретно через управляющее воздействие с помощью осевой силы менять его динамические свойства в процессе работы.
В соответствии с вышеизложенным для достижения цели работы в диссертации были поставлены следующие задачи:
1. Проведение анализа вибрационных характеристик валопровода стендового комплекса, определение места расположения дополнительного опорного устройства, схемы управляющего воздействия, а также необходимых значений жесткостных параметров конструкции опоры.
Описание конструкции промежуточной опоры
На рисунке 2.2 показана конструкция стендового варианта промежуточной опоры для проведения испытаний компрессоров. Особенностью опоры является наличие упругих элементов, обеспечивающих изменяемую жесткость опоры, и "думисной" полости управляющего переменного давления для создания осевой силы.
На рисунке 2.3 выделена упругая часть промежуточной опоры с упругими элементами и зазором, которые и дают возможность обеспечить переменную жесткость опоры. К упругим элементам относятся упругое кольцо и упругая втулка типа "беличье колесо". В полость упругого кольца подается масло, которое обеспечивает демпфирование в опорном узле. Опора включает в себя также подшипник, корпус подшипника и корпус опоры.
Корпус подшипника и корпус опоры связаны между собой через упругую втулку. Упругая втулка, представленная на рисунке 2.4, снабжена рядом продольных прорезей, наклоненных относительно её образующей. Наклон прорезей выполнен под углом 45.
На корпусе подшипника и корпусе опоры выполнены конические поверхности, образующие в исходном состоянии зазор.
Упругое кольцо, входящее в конструкцию выполнено по традиционной схеме, используемой в газотурбинных двигателях, представлено на рисунке 2.5. Оно имеет по 10 выступов с обеих сторон и зафиксировано от проворачивания. В полость кольца подается масло.
Особенностью конструкции опоры является возможность изменения ее податливости за счет нагружения ротора дополнительной осевой силой.
Рассмотрим работу промежуточной опоры в целом, показанную на рисунке 2.2. При достижении ротором области критических частот вращения в "думисную" полость (4) подается давление воздуха, которое увеличивает осевую нагрузку (направление силы показано стрелкой) на роторе с 50 кг до 300 кг. Осевая сила через подшипниковый узел (7) и "беличье колесо" (9) передается на корпус опоры (8). Под действием осевой силы происходит скручивание "беличьего колеса" и контакт по коническим поверхностям зазора. В итоге радиальная нагрузка с наружного кольца шарикоподшипника, закрепленного в корпусе подшипника, начинает передаваться не через упругую втулку, а напрямую на статор. Жесткость опоры резко увеличивается, динамическая система перестраивается и значение критических частот вращения ротора изменяется. Предложенная конструкция позволяет изменить жесткость опорного узла промежуточной опоры с 5-Ю"6 см/кг на 70-10"6 см/кг, т.е. более чем на порядок.
Применение опоры данной конструкции позволяет стендовой установке эффективно работать на закритических режимах, существенно расширяя охватываемый при испытаниях диапазон частот вращения без переборки или изменения конструкции. Незначительное увеличение массы и габаритов относительно стандартных вариантов упруго-демпферных опор не является критичным при создании стендовой установки и окупается увеличением возможностей испытательного стенда и сокращением материальных и временных затрат на возможные перемонтажи стенда, связанные с постановкой нового испытуемого узла.
Идентификация математической модели по экспериментальным данным
Важным этапом в задаче динамического анализа является идентификация (проверка) модели и ее уточнение по экспериментальным данным. Идентификация разработанной модели проводилась в несколько этапов. На первом этапе идентификация проводилась по геометрии и весовым параметрам элементов валопровода. Второй этап был направлен на частотную идентификацию — сравнение частотных характеристик модели и характеристик реального валопровода.
С целью определения резонансных режимов валопровода, а также проверки математической модели был проведен эксперимент в рабочем диапазоне до 100% (16300 об/мин) без изменения жесткости промежуточной опоры.
Регистрировались следующие параметры: обороты вентилятора, давление в "думисной" полости, виброскорости в местах установки акселерометров. Датчики устанавливались по всем узлам компрессорного стенда, как в вертикальной, так и горизонтальной плоскостях в радиальном направлении.
На рисунках 3.13 и 3.14 показаны результаты замеров, по которым были установлены основные резонансные режимы валопровода. Как видно из полученных результатов, работа валопровода после 15000 об/мин сопровождалась повышенными вибрациями, которые достигли по промежуточной опоре 200 мм/сек, при допустимых 80 мм/сек. Такое повышение не позволило выйти на рабочий режим компрессора 100%.
В таблице 3.3 сопоставлены значения частот основных резонансных режимов, полученных в эксперименте для исходного варианта (податливая опора) промежуточной опоры, и их сравнение с расчетными результатами.
Сравнивая расчетные АЧХ (рисунки 3.9, ЗЛО) и полученные экспериментальные характеристики (рисунки 3.13 3.14), можно отметить качественное соответствие характеристик и качественное соответствие относительных уровней вибраций на резонансных режимах.
Такие же результаты получены и по вибродатчикам, установленным на других опорных узлах валопровода и мультипликаторе. Хорошая сходимость аналитических и экспериментальных результатов объясняется тем, что основные критические частоты определяются податливыми опорными узлами валопровода: податливой передней опорой ротора компрессора (испытуемого изделия), упругими элементами промежуточной опоры, упругими элементами дополнительной опоры (передний подшипник), а также упругими муфтами валопровода. При этом жесткостные свойства упругих элементов определяются расчетными методами с высокой точностью.
Полученные результаты свидетельствуют также о высокой точности разработанной модели уже после первого этапа идентификации и возможности использования ее для последующих анализов.
Практика показывает, что в процессе изменения параметров роторных систем могут происходить резкие забросы амплитуд колебаний. При этом для нелинейных систем этот процесс может сопровождаться потерей устойчивости роторов. В данном случае потеря устойчивости не происходит, однако как показывает дальнейший анализ, переходный процесс сопровождается повышенными амплитудами виброскорости. Результаты расчета нестационарного поведения роторной системы при ее разгоне в виде временных сигналов приведены на рисунках 3.15...3.17. Видно, что в момент контакта поверхностей, образующих зазор (выборка зазора) происходит заброс по амплитудам виброскорости.
После выборки зазора амплитуды орбитального движения резко уменьшаются - следствие того, что изменились динамические свойства роторной системы. Процесс интегрирования после контакта достаточно грубый. Для получения более точных временных сигналов и орбитального движения требуется существенное увеличение времени интегрирования. Однако, уже эти результаты показывают, что заброс по амплитудам виброскорости в момент контакта может превышать амплитуды до контакта в два и более раз. Время переходного процесса с высокими амплитудами составляет сотые доли секунды, поэтому возможно допустить их, не нарушая работоспособности опорного узла.
Результаты нестационарного анализа по другим точкам валопровода показан на рисунке 3.18...3.20.
Из рисунка 3.18 видно, что по основной опоре вентилятора виброскорости в процессе изменения жесткости практически не меняются, что позволяет обеспечить стабильные условия работы вентилятора изделия на всех режимах, в том числе и на переходных.
По другим точкам валопровода после контакта амплитуды виброскоростей меняются незначительно. Аналогичное поведение, очевидно, будет наблюдаться и при останове, т.е. снижении частоты вращения валопровода.
Основные блоки и узлы компрессорного стенда
На стенде в качестве силовой установки используется одноконтурный двухвальный ГТД Д-2К с максимальной частотой вращения 6000 об/мин, мощностью на выходном валу Nmax= 10МВт, который отбирает воздух из всасывающей шахты, (рисунок 4.2). Отбор мощности для привода испытываемого изделия осуществляется с вала КНД двигателя.
Вал двигателя ГТД Д-2К соединён с входным валом первого мультипликатора МП1, в котором происходит повышение частоты вращения (рисунок 4.3). Далее через измеритель крутящего момента мощность передается через второй мультипликатор МП2 на основную трансмиссию стенда. Максимальная частота вращения, достигаемая в первом мультипликаторе 10800 об/мин (передаточное отношение 1,8).
Максимальная частота вращения, достигаемая во втором мультипликаторе 27000 об/мин (передаточное отношение 2,5) (рисунок 4.4). Входной и выходной валы соосны и вращаются в одну сторону (по часовой стрелке со стороны выходного вала). Контроль числа оборотов выходного вала мультипликатора осуществляется с помощью датчика оборотов ДТА-14, установленного на корпусе мультипликатора.
Выходной вал МП2 соединен через дополнительную рисунок 4.5 и промежуточную рисунок 4.6 опоры с испытуемым узлом. Рисунок 4.6 Вид на промежуточную опору со стороны компрессора
Воздух из всасывающей части бокса поступает в лемнискатный мерный участок и далее в испытуемое изделие - компрессор рисунок 4.7. Выхлопные газы от двигателя и воздух от компрессора отводятся в выхлопную систему стенда.
Выхлопная часть стенда представляет собой конструкцию похожую на улитку. В ней осуществляется перепуск воздуха во время испытаний, что даёт возможность производить снятие характеристик испытуемого компрессора. Регулируя открытие и закрытие окон, располагаемых в этом узле, можно изменять расход воздуха и доводить компрессор до срыва (помпажа) или запирания и, тем самым, получать соответствующие точки на его характеристике. Результаты замеров виброскорости с датчиков вибраций приведены на рисунках 4.9-4.18.
Из графиков видно, что при достижении 97% по оборотам резко возрастают вибрации. Это связано с подходом к резонансному режиму на частоте 15800 об/мин. Избыточное давление в "думисной" полости 0,4 кг/см". Обороты были понижены до 92%.
Перед последующим повышением частоты вращения до 103% в "думисную" полость было подано давление 3,8 кг/см". Появившаяся осевая сила выбрала зазор в опоре, тем самым резко увеличив ее жесткость. Динамическая система валопровода перестроилась.
Это позволило выйти на необходимые для проведения испытаний вентилятора обороты. Максимальный уровень вибраций на режиме 103 % (16300 об/мин) не превысил 60 мм/сек (рисунок 4.19).
Повторная подача давления в "думисную" полость при частоте вращения 70% позволила выйти на режим 103 % с вибрациями менее 40 мм/сек.
Расчетные и экспериментальные исследования работы опоры с переменной жесткостью, которая обеспечивается в процессе испытаний, показали ее полную работоспособность. Применение такой опоры существенно сокращает затраты на переналадку стендового оборудования и позволяет проводить испытания высокооборотных компрессоров во всем диапазоне рабочих режимов.
Похожие диссертации на Управление динамическим поведением роторов ГТД посредством опоры с регулируемой жесткостью
