/
Text
Московский государственный технический университет им. Н.Э. Баумана
ВЛ. ЛЕОНОВ
СИСТЕМЫ ПОДВЕСКИ
РОТОРА ТУРБОМАШИН
Методические указания по курсу «Турбомашины низкотемпературной техники»
Москва Издательство УНЦ МГТУ им. Н.Э. Баумана «Криоконсул»
2004
УДК 621.5
ББК 31.363
Л 47
Л 47 Леонов ВЛ. Системы подвески ротора турбомашин.: Методические указания по курсу «Турбомашины низкотемпературной техники». - М.: Изд-во УНЦ МГТУ им. Н.Э. Баумана «Криоконсул», 2004. -32 с., ил.
В пособии дано описание различных систем подвески ротора турбомашин с применением как шарикоподшипников, так и подшипников на жидкой и газовой смазке. Изложен порядок расчета осевых и радиальных газостатических и гидростатических подшипников. В приложении даны образцы чертежей газостатических и гидростатических подшипников.
Для студентов, изучающих курс «Турбомашины низкотемпературной техники».
Ил. 36. Библиогр. 13 назв.
УДК 621.5
ББК 31.363
Виктор Павлович Леонов СИСТЕМЫ ПОДВЕСКИ РОТОРА ТУРБОМАШИН
Подписано в печать. Формат 60x84/16. Бумага офсетная.
Печ. л.2.75. Усл печ. 2,60. Уч.-изд. л. 2,4. Тираж 50 экз. Заказ 1S5
Издательство УНЦ МГТУ им. Н.Э. Баумана «Криоконсул», типография МГТУ им. Н.Э. Баумана.
107005, Москва, 2-я Бауманская, 5.
© МГТУ им. Н.Э. Баумана. 2004
Современные турбомашины ТМ: турбодетандеры ТД и центробежные компрессорные машины ЦКМ отличаются широким диапазоном рабочих параметров: по мощности от 10 Вт до 10 МВт, по частоте вращения ротора от 3000 до 1000000 об/мин. В этих условиях не может быть универсальной системы подвески ротора ТМ.
К подшипниковому узлу системы подвески ротора ТМ предъявляются следующие требования:
1) восприятие внутренних и внешних динамических нагрузок;
2) обеспечение требуемого ресурса работы;
3) устойчивость вращения ротора на рабочем и пусковом режимах;
4) несущая способность упорных подшипников не должна быть меньше осевого усилия, а потребляемая подшипниками мощность в ТД не должна превышать вырабатываемую мощность.
В ТМ разного класса и назначения применяются подшипники качения и подшипники скольжения с жидкостной или газовой смазкой.
Подбору или расчету подшипников разного типа должен предшествовать расче':: радиального и, что наиболее существенно в ТМ, осевого усилия.
1. Определение осевого усилия.
В ТД и ЦКМ применяются как закрытые колеса - с покрывным диском, так и закрытые - без покрывного диска. Для полуоткрытого колеса его периферийная поверхность эквидистантна поверхности неподвижной щеки и между ними образован зазор постоянной ширины.
Осевое усилие F, действующее на одностороннее колесо, определяют как результирующую сил давления на основной и покрывной диски и силы, возникающей от поворота потока. Сила взаимодействия потока и колеса направлена в сторону, противоположную направлению силы от давления газа на покрывной диск.
При расчете осевого усилия, действующего на рабочее колесо (рис. 1.1), исходят из допущения об осесимметричном распределении давлений [4]. Так, для закрытого колеса давление на основной диск (между диаметрами D и Ц,), а также на покрывной диск (между D и Dn) равно рр. Для полуоткрытого колеса давление в зазоре между колесом и неподвижной
Pd + Pd щекой прин имается равным---~---.
Кроме того, предполагают, что газ, находящийся в зазоре между о корпусом и дисками вращается с угловой скоростью —.
Рис. 1.1. Схема расчета осевого усилия закрытого колеса.
Учитывая эти допущения и применив уравнение количества
движения, можно определить осевое усилие, в ньютонах, действующее на
закрытое колесо ТД и ЦКМ.
fp2 Д2 V fkr2(n2 Д2|1 ~an]PD Ху л aB-,)Pd йяР------
(1.1)
- т • cd
гдср/j и ра - давления, Па;
Т)„ и dn - диаметры уплотнений, м;
Ud и cd - скорости, м/с;
т - массовый расход, кг/с.
Знак перед последним членом уравнения (1.1) остается верным для расчета осевого усилия колеса ТД и ЦКМ независимо от направления скорости в воронке колеса Q , т.е. это уравнение является обобщенным для любого забытого колеса.
Для полуоткрытого колеса без покрывного диска (рис. 1.2) уравнение для расчета осевого усилия принимает вид
F = J[(o2 - di)pD - (d2 - d20 )^._
„ / / 0-2)
- ~U2D - dl --------- m • cd
4
Рис. 1.2. Схема расчета осевого усилия для полуоткрытого колеса.
Для уравновешивания осевого усилия применяют разгрузочный поршень (думмис) (рис. 1.3), на внешнем диаметре которого Dp.n. располагается лабиринтное уплотнение. Суммарное осевое усилие можно уменьшить, расположив на валу часть колес, обращенных воронками в противоположные стороны.
Рис. 1.3. Разгрузочный поршень.
Если разгрузочный поршень полностью уравновешивает осевое усилие от z рабочих колес, то принимая давление рк, действующее на поршень, постоянным и равным давлению за колесом, расположенным рядом с ним, можно записать равенство
5
-(р^-d^-p^K^F, (1.3)
4 1
где - диаметр ступицы разгрузочного поршня.
Лабиринтное уплотнение на поршне работает на перепаде давления от конечного давления р„ до давления р= ря , если газ, прошедший лабиринтное уплотнение, отводится во всасывающий патрубок, или до давления р = ратм, если утечка, например воздух, выбрасывается в атмосферу. Для создания определенного гарантированного направления осевого усилия, действующего на упорный подшипник при всех режимах работы машины, обычно поршнем уравновешивают 80% осевого усилия, а 20% обязательно оставляют на упорный подшипник. Тогда значение поправочного коэффициента К„ принимается равным 0,8. Однако, при любом способе разгрузки от осевого усилия, даже если на установившемся режиме оно равно нулю, нужно обязательно применять два упорных подшипника для восприятия остаточного усилия и фиксации ротора в корпусе машины при переменных режимах работы, когда осевое усилие может менять и свою величину, и направление.
Тогда диаметр разгрузочного поршня
Рис. 1.4. Схема колеса, уравновешенного от осевых усилий
В ТД иногда применяют колеса [5], уравновешенные от осевых усилий за счет постановки дополнительного лабиринтного уплотнения на основном диске и выравнивания давления в воронке колеса и в зазоре между корпусом и основным диском с помощью отверстий (рис. 1.4). Хотя ясно, что ТД с такими колесами обладают низкой эффективностью из-за увеличения внутренних перетечек.
2. Подшипники качения
В качестве подшипников качения в ТМ используются, как правило,, шарикоподшипники радиальные однорядные класса точности 0 и типа Е, т.е. с сепаратором из пластических масс. Такие подшипники устанавливаются, в основном, в транспортных ЦКМ и турбохолодильниках ТХ систем кондиционирования воздуха СКВ самолетов. Турбохолодильник представляет собой воздушную турбину, в которой понижение температуры
6
воздуха происходит за счет его расширения от избыточного, по сравнению с кабинным, давления воздуха до давления внутри кабины самолета. ТХ состоит из двух основных частей - турбины и вентилятора (нагрузочного нагнетателя), закрепленных на общем валу, вращающемся на двух шариковых подшипниках (рис. 2.1) [1]. Корпус турбины 12 отлит из алюминиевого сплава. Вентилятор 5 снимает мощность, развиваемую ротором турбины, и используется для прокачки холодного забортного воздуха через различного типа теплообменники (воздушные, топливные, масляные и т.п.). Воздух для охлаждения подшипников подводится по каналам в корпусе и после охлаждения подшипников выбрасывается снова в атмосферу. Смазка подшипников фитильная. Масло заливается через пробку в корпус, из которого по фитилю 2 подается на вал 10 и направляется к подшипникам. Пружина 9 предназначена для выбора осевого люфта подшипника, т.е. для создания предварительного натяга.
Температура торможения воздуха на входе в ТХ может быть достаточно велика и составлять 500 К, в то время как температура воздуха на выходе из ТХ достигает 250 К. Срок службы турбохолодильников определяется назначением самолета и составляет 5...500 часов для военных самолетов и более 500... 1500 часов для пассажирских самолетов. Важнейшей частью всякого ТХ является узел подшипников, от которого в основном и зависит долговечность работы агрегата.
Рис. 2.1. Конструкция турбохолодильнака радиального типа, /-воздушный канал; 2-фитиль; 3-корпус; 4-корпус подшипников; 5-вентилятор, б-конфузор; 7-диафрагма; S-подшипник; 9-пружина; 70-вал; //-сопловой венец; /2-корпус турбины; /5-фланец; /4-турбинное колесо
7
Под узлом подшипников в данном случае понимается комплекс элементов, обеспечивающих вращательное движение ротора: шарикоподшипники, детали их крепления, устройства для обеспечения предварительного натяга подшипников, охлаждающие устройства, способ смазки, масла, емкости для масел, устройства заполнения слива и контроля масла и т.д.
Большая частота вращения ротора обуславливает специфические требования к системам смазки и к смазочным материалам, которые должны обеспечивать:
- заданный отвод тепла от подшипникового узла;
- устойчивую подачу масла к подшипникам при различных эволюциях самолета;
- высокую степень чистоты и высокую стабильность смазочных материалов при рабочих температурах.
Наиболее широкое распространение получил фитильный способ смазки вследствие простоты конструкции, эффективности, автономности, малых габаритов и массы (рис. 2.2) [1]. Основной деталью данного способа смазки является фитиль 1 из войлокаили фетра, способного поднять масло за счет капиллярных сил на высоту до 80 мм. Вращающимся валом 3 масло снимается с фитиля и отбрасывается к периферии, образуя масляный туман. Для циркуляции масляного тумана служат маслоотражательные втулки 4, на торцевых стенках которых имеются лопатки 5.
Рис. 2.2. Фитильный способ подвода масла к подшипникам. 7-фитиль; 2-шарикоподшипники; 5-вал; 4-втулка; 5-лопатка втулки; 6-корпус: 7, S-втулки; Р-полость, 70-емкость.
8
Указанный способ питания маслом пригоден для незначительных эволюций самолета. При значительных нагрузках концы фитиля могут выходить из масла. Для устранения этого явления ставят не один, а два фитиля 2 (рис. 2.3) [2].
Рис. 2.3. Фитильный подвод масла с применением ваты, /-корпус; 2-фитили; 3-шарикоподшипники: 5-втулка; 6-мерная линейка; 7-вата; 5-масло.
Фитили окружают ватой 7. Для контроля верхнего и нижнего уровня масла используется мерная линейка 6. Данная система смазки не допускает голодания подшипника маслом и потопления его в масло при любых эволюциях машины.
Фитили должны касаться вала по части не более 1/3 периметра вала. Важным является определенное усилие контакта фитиля и вала, не превышающее допустимое. В противном случае может произойти обугливание фитиля. Определенное прижатие фитиля может обеспечить специальное устройство (рис. 2.4), Это устройство представляет собой емкость для масла, фитиль 8 и промежуточный контактный элемент 5. Масло подается по фитилю через капиллярные каналы 2 к поверхности 3 элемента
9
5, с которого снимается вращающимся валом 4. Удельное давление элемента на поверхность вала поддерживается и регулируется пружиной 7.
Фитильная смазка применяется в ТХ с диаметром вала под подшипники <7Ш не более 15 мм и числом быстроходности 4-ж^-105, где п -частота вращения вала, об/мин. Температура в зоне установки подшипников и фитилей не допускается выше +120 °C. Окружные скорости в месте контакта фитиля с валом не должны превышать 70 м/с. Недостатки фитильной системы смазки могут устранены применением других систем: шнековой, циркуляционной, консистентной (пластичной).
Шнековая система смазки применима в ТХ с о'П1<20 мм и <4„-и<5-105, с температурой в зоне подшипников не выше Н.50 °C и с минимальной окружной скоростью около 10 м/с.
В редких случаях применяется также консистентная (пластичная) смазка, которая хуже отводит тепло от подшипника, чем жидкая. Этот вид смазки применяется при «<30000 об/мин и при небольшом ресурсе ТХ.
Рис. 2.4. Контактное устройство
Смазка закладывается непосредственно в подшипник, занимая 30% его свободного объема, и удерживается в нем специальными уплотнениями. В качестве пластичного смазочного материала применяется силиконовое масло, или силикол с допустимой рабочей температурой до +150 °C. Смазка ВНИИ Ш1-246 обладает высокой термической стабильностью, сохраняя работоспособность при +200 °C (с кратковременным перегревом до +250 °C), имеет хорошую морозостойкость (до -80 °C). Применяется при высокой частоте вращения.
Если ресурс работы ТХ больше времени, обеспечиваемого заложенной в подшипник смазкой, то предусматривается подпитка подшипников смазкой с помощью специальных питателей.
В конструкциях последних лет применено диэфирное масло, более стойкое к воздействию повышенных температур (более +200 °C) и имеющее высокую прочность граничной пленки.
Для охлаждения подшипников может использоваться и часть холодного воздуха после турбины (рис.2.5). Площади охлаждающей поверхности для отвода требуемого количества тепла от подшипников и расход охлаждающего воздуха Go определяется расчетным путем.
10
Рис. 2.5. Схема охлаждения подшипников.
G, и Gs - расходы воздуха на охлаждение подшипников и вызванные негерметичностью; I, П, П1 — камеры и каналы.
Рис. 2.6. Создание предварительного натяга
Зазоры в подшипнике и упругие деформации его элементов под действием рабочей нагрузки вызывают осевые и радиальные вибрации вала, которые недопустимы при работе опорного узла ТХ [3]. Жесткость опор на подшипниках качения может быть значительно повышена при создании предварительного натяга, за счет которого подшипник получает предварительную осевую нагрузку. Предварительный натяг может быть выполнен с помощью ; пружин, опирающихся на кольцо подшипника, (рис. 2.6).
3. Подшипники скольжения с жидкостной или газовой смазкой
При выборе конкретного типа подшипника скольжения ТМ приходится учитывать следующие факторы:
1) энергозатраты на смазку подшипников;
2) возможность использования источников питания подшипников жидкостной или газовой смазкой;
3) особые требования, предъявляемые к ТМ транспортных систем.
И
В ТМ применяются следующие типы подшипников скольжения.
В ЦКМ средней и большой мощности применяются гидростатические опоры скольжения с принудительной подачей масла под давлением. Такая система подачи масла предусматривает наличие маслонасоса, фильтра и маслоохладителя.
В криогенных ТД с большим ресурсом работы (до 20000 ч) применяются подшипники скольжения с жидкостной или газовой смазкой [6], В крупных ТД, используемых преимущественно в мощных воздухоразделительных установках, применяются гидродинамические и гидростатические опоры. В ТД, работающих в установках по переработке природного газа, в качестве рабочего тела в подшипниках скольжения может использоваться конденсат природного газа.
Особые требования применяются к опорам ТМ, работающих в условиях знакопеременных динамических нагрузок внешнего возбуждения. В устойчивом режиме силы внешнего возбуждения уравновешиваются внутренними силами смазочного слоя подшипников. Но условия устойчивости подшипников к внешней динамической нагрузке часто не согласуются с условиями устойчивости при большой частоте вращения ротора.
12
Рис. 3.1. Ориентировочные границы параметров n-N подшипников газо-сгатических (7 и 2), комбинирован-
лые газо- п гидростатические (3), гидростатические (4) и гидродинамические (5)
Кривая 5 представляет
Величина внешних возбуждений пропорциональна мощности на валу ТМ. На рисунке 3.1. [7] показаны
ориентировочные границы применения различных типов жестко закрепленных подшипников в зависимости от частоты вращения ротора и передаваемой
мощности. Кривая 1 ограничивает при заданной частоте вращения максимальную мощность коротких газостатических подшипников с 1=0,5, где 1= , L - длина подшипника, a dm
/
- внутренний диаметр подшипника, т.е. диаметр вала под подшипником (шипа). Кривая 2 задает максимальное значение мощности для подшипников с 1=1,5... 2,0. Между кривыми 7 и 2 распо
лагаются кривые для подшипников с промежуточными значениями 1. Гидростатические подшипники (кривая 4) из-за бе
лее высокого уровня вязких составляющих способны стабилизировать вращение ротора при больших нагрузках.
собой характеристику гидродинамических
радиально-упорных подшипников. Гидродинамические подшипники более
просты технологически: требования по точности их изготовления ниже чем гидростатических подшипников. Они нашли широкое применение в крупных ТМ. Их применение в таких машинах оправдано по причине инертности к внешнему возбуждению со стороны рабочих колес. Однако
гидродинамические подшипники имеют сравнительно низкую границу устойчивой работы по частоте вращения (штриховая кривая на рис.3.1,'). Гидродинамические масляные подшипники можно рекомендовать, если частота вращения ротора не превышает 10000... 120000 об/мин.
Подшипники скольжения на жидкостной смазке допускают значительную угловую скорость вращения шипа до 150 м/с.
Формулы для подсчета мощности трения в радиальном и упорном подшипниках скольжения приведены в [5] в главе 18 и параграфе 5.
Описание конструкций и расчет лепестковых газовых подшипников представлен в [8].
Далее представлен расчет радиальных и осевых (упорных) газостатических (с поддувом газа) подшипников.
13
Узел опор ТМ на газостатических подшипниках, как и узел на других типах подшипников, состоит из радиальных и осевых опор. Радиальные опоры воспринимают статические (вес ротора) и динамические (инерционные) нагрузки, причем последние значительно превосходят статические. Осевые опоры воспринимают неуравновешенные газовые силы, действующие вдоль ротора, переменные по величине в направлению.
3.1. Расчет газостатических подшипников
Эти опоры были впервые спроектированы и испытаны В.И. Ардашевым, В.М. Кулаковым (МВТУ им. Баумана), А.Ш. Кобулашвили, М.П. Верещагиным (НПО «Гелиймаш»),
№1. Двухрядная опора 1=2,0, Ло=0,0275 мм, <#=0,45 мм;
№2. однорядная опора А-1,0, йо=0,0275 мм, d=0,5 мм;
№3. сдвоенная опора 1=0,5, /го=0,03 мм, </=0,5 мм;
№4. однорядная с круговой диафрагмой 1=1,0, Ло=0,0275 мм,
<#=0,35 мм;
№5. щелевая опора 1=1,0, Ло=0,075 мм.
Опора №2, исследованная Ардашевым, применяется в ТМ для оборотов «<100000 об/мин, для ротора до 0,5 кг и может
В.И. чисел массы иметь
относительную длину 1 до 1,4, число сопел, 'также как и в опоре №1, z=8. Опора №3, исследованная А.Ш. Кобулашвили, применяется для «>100000 об/мин. Причем для обеспечения большего число оборотов вала при большем, чем в опоре №2, числа сопел (z=16) требуется меньшее давление газа перед соплами и меньший расход газа, что видно на графике (рис.3.3).
14
Опора №4 представляет собой кольцевую диафрагму (</<4<4-й0) и используется редко по причине возникновения неустойчивости типа «пневмомолот». Однако, если суммарный объем карманов меньше объема зазоров, то такая неустойчивость может отсутствовать. Эта опора перспектив применения не имеет.
Опора №5 имеет большой размер сопла и следовательно большой расход рабочего газа, малую несущую способность и малую чувствительность к внешним возмущениям. Вследствие этих недостатков опора №5 также не перспективна.
Исходными данными для расчета подшипников являются:
1) масса ротораМ, кг;
нагрузка на один подшипник Рст =^M-g, Н;
3) давление на входе в подшипник р$, Па;
4) давление после сопла рт, Па;
5) давление на выходе из подшипников Па;
6) температура на входе в подшипник Т$, К.
Рис. 3.4. Схема расчета однорядного Рис. 3.5. Схема расчета сдвоенного
газостатического подшипника газостатического подшипника
Принимаются следующие конструктивные размеры радиального подшипника:
1) диаметр шипа , м, т.е. диаметр ротора в месте под подшипником;
2) длина подшипника L, м;
3) число отверстий в одной опоре в один ряд z (обычно z = 8);
4) диаметр сопловых отверстий d, м (d = (0,3... 0,6)- Ю'3 м);
5) радиальный зазор в подшипнике h0, м (Ло = (2...3)-10‘5 м).
15
Безразмерный конструктивный параметр радиальной опоры F0.p при совпадении осей подшипника и вала [10]
р — ^оп I ~ 1
°'р ~ 6ps-z-Cd ' L d\2kRTs ’
где Коп - опытный конструктивный коэффициент, на основании результатов многочисленных экспериментов принимается КОп = 0,25;
Cd - коэффициент расхода в соплах, принимается Cd = 0,9;
kuR - показатель изоэнтропы и газовая постоянная для рабочего тела,
6,6-10~3 < zs '?$ +1Ч \
подаваемого в подшипник;
- коэффициент динамической вязкости, Па-с, для температуры Т$ определяется по формуле Сазерленда
т Х3/2
273 J
Т.к. Tg ~ Тох., Ps - мало, то коэффициент сжимаемости zs = 1.
Под действием силы тяжести вал смещается зниз и зазор в нижней часта подшипника становится меньше зазора в верхней части на величину этого смещения. Задаемся относительным смещением шипа в подшипнике 8 = 0,5 и определяем значение конструктивных параметров, соответствующих минимальному (7'д) и максимальному (Fj) радиальному зазору
Fi ::Fo р(1+ е)2 и Fn =FO.P(1- е)2
Конструктив ный
параметр F0.p определяет давление за соплами рт в зависимости от геометрии опоры, рода газа и давления ps. По графику (рис. 3.6) для значений F0.p Ft и Fn определяют соответствующие значения отношений давлений Рт.о Pm.I jj Рт.П Ps ’ Ps Ps
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 F0.p.
Рис. 3.6. Отношение в зависимости otF
для воздуха; ре =0,1 МПа
Условный КПД радиальной опоры
_ Pmll _ Рт!
8 I Ps Ps >
Обычно т]<0,2.
16
Подъемная сила однорядной опоры (№2), в ньютонах, р _ „ И Г Ps+Ре
Для двухрядной опоры (№1):
Предельная частота вращения ротора для данного значения подъемной силы и смещения шипа
60 Рр
, об/мин.
Расход газа через один радиальный подшипник определяется по
Ps
формуле В.И. Ардашева для--->2,5...3
Ре
ms.P =z-n-d-h0 -ps
, кг/с.
Мощность трения в радиальной опоре Л^. = R^-u, Вт где сила трения
с/щ • и
^тр Ws
*An ) n-dm-n окружная скорость и = —-----, м/с,
60
а относительное смешение s на установившемся режиме можно принять равным 0,1.
3.1.2. Расчет осевых подшипников
Рис. 3.7. Схема расчета осевого (упорного) газостатического подшипника
Осевые силы F, Н,
рассчитываются по методике,
представленной в разделе 1,отдельно для детандерного колеса и колеса нагнетателя. Суммарная осевая сила определяется как алгебраическая сумма осевых сил с учетом их взаимного направления действия. Помимо F исходными данными для расчета осевых опор являются также давления ps, ре и температура Ts.
17
Принимаются конструктивные размеры: De , м; <4 , м; для комбинированного осерадиального подшипника de = с1ш + 2hc; Dm, м; d м, и число сопел z. Осевой зазор h можно принять равным радиальному зазору h0.
Геометрические типы осевых опор показаны на рис. 3.2.
Рис. 3.8. Типы осевых (упорных) подшиников.
Тогда безразмерный конструктивный параметр упорного подшипника при условии h= hc [11] f x
. Ps кол 1 | 1 h; ПГТ
М 12ц, -и '~Cd bD^'dpkRTs
ч. de j
КПД упорного подшипника определяется по графику (рис. 3.9), на котором представлены результаты исследования упорных подшипников всех 4 типов. Значения КПД даны в зависимости от конструктивного параметра F0.y Тогда подъемная сила подшипника
Ps,k
4
а коэффициент запаса по подъемной силе
К = — /х-зал г-F
Опыт, полученный в лаборатории каф. Э-4 при испытании ТМ на газовых опорах, показал, что для расчетного режима коэффициент запасаK3W должен быть в пределах 1,5...2,0.
Рис. 3.9. Исследовательские характеристики упорных подшипников.
18
Для уменьшения осевой нагрузки на упорные подшипники целесообразно увеличить диаметр лабиринтов у детандерного колеса с диаметра на диаметр d„,2 (см рис. 1.1 и 1.2). В этом случае осевую силу на расчетном режиме с другим лабиринтным уплотнением FnJI можно пересчитать по формуле:
£п.л = 7[(-О2 - ^й,2)- А + fo + dh)• ре],
4
где pi - давление за колесом.
Расход газа через один упорный подшипник
5 у = z • тс • d ho Cd ps
2k
(k-l)RTs
Рт Ps
Zr+1
~k~
, кг/с.
кр
Ре
кр
Рис. 3.10. Критическое отношение давлений.
Мощность трения, Вт, на одной стороне упорного подшипника л-ц, 32h
N тр.у
1-
2
к
Так как в любой ТМ всегда устанавливается два радиальных и два упорных подшипника, то суммарный расход равен mz=2(nis.p + тгу), а мощность трения в подшипниках
^Тр.Т" 2(N';p р + /V|py).
Площадь проходного сечения канала для подвода газа в подшипники принимаем по расходу жтиз условия, что скорость газа в этом канале ~10 м/с Для расчета площади канала, отводящего газ от подпншников, скорость в нем принимается « 1 м/с.
19
3.2. Распределение массы ротора по длине
Распределение массы ротора должно контролироваться для оптимального распределения и улучшения условий работы газовых опор.
Масса детандерного колеса /икд и длина /Кд получаются при конструировании этой ступени. Длина консоли определяется способом посадки колеса на вал и длиной лабиринтного уплотнения (см рис.3.11)
Рис.3.11. Схема нагрузки ротора турбомашины.
Диаметр шипов с1ш по технологическим соображениям равны диаметру лабиринтных уплотнений и выбирается из соотношений =0,3... 0,4 (где D - внешний диаметр соответствующего колеса, детандера Д или нагнетателя Н) с последующим расчетом ротора на
критическую частоту вращения.
Рис. 3.12. Конструктивные соотношения ротора ТМ.
Длина опоры у, выбирается в зависимости от типа опор. Таким образом отношение становится известным. По номограмме (рис. 3.12) (она справедлива и для тормозной части) находим /од и тя.
При конструировании тормозной стороны ротора принимаем /с.н = /с.д-
Для колес из алюминиевых сплавов разность масс колес невелика, т.е. Щкд. Концевое же уплотнение тормоза мало по длине или отсутствует, т.е.
/кн < А<д и тогда /ин “ тд- Тормозная опора находится в несколько лучших
условиях, чем детандерная.
20
3.3. Демпферная газостатическая опора
Турбомашины с подшипниками на газовой смазке могут работать в сложных динамических условиях, например, на различных транспортных установках. Так, весьма чувствительны к внешней динамической нагрузке подшипниками с малой относительной длиной 1-0,3...0,5. В этом случае следует применять виброустойчивые опоры с различными видами демпферов. Для гашения автоколебаний вращающихся роторов могут применяться ударнофрикционные демпферы внутреннего трения, работа которых основана на рассеивании энергии возбуждения за счет гистерезисных эффектов. Демпферы внутреннего трения имеют неограниченные области устойчивого вращения ротора при достаточной податливости демпфера и значительном газостатическом воздействии смазки. При этом частота собственных колебаний ротора на газовой пленке подшипника выше собственной частоты колебаний ротора на упругом основании демпфера. Тогда работоспособность демпфера проверяется по условию
Ор > Од,
I кр I ^д
где £2Р = —^-и О,п = —— - частоты собственных колебаний ротора без рипр А
демпфера и на упругом элементе демпфера;
/япр - приведенная к одному подшипнику масса ротора, кг;
Коэффициенты кр кд .характеризуют упругое воздействие смазки, свойственной газостатическим подшипникам, и упругость элементов демпферной опоры, т.е. определяют жесткость подшипника и демпфера.
Подшипники должны быть спроектированы на условие максимальной жесткости
Ар=^^,Н/м, h '*0
где ps - давление наддува газа в подшипники, Па. Обычно эта величина составляет 106 Па.
Величина кр учитывает, на какую величину в метрах уменьшится газовый слой при воздействии на вал определенной силой в ньютонах. Величина Ар должна быть в пределах 5-1O6 Н/м.
Жесткость демпфера должна быть Ад « 2-Ю6 Н7м, а частота собственных колебаний ротора на упругом элементе демпфера Од не должны быть менее 5000 1/с
Если условие Ар < 5-106 Н/м не выполняется, то необходимо применять демпфер.
В качестве материалов упругих элементов рекомендуется резина марки В-14 или поликарбонат, выпускаемый под названием дифлона, например марки СТН-130.
21
В конструкция подшипников с демпфером легкая несущая втулка
должна опираться на два упругих кольца; резиновых круглого сечения или пластмассовых z-образного поперечного сечения (рис.3.13).
Рис. 3.13. Узел подшипников с демпфером.
7-упругие кольца; 2-вкладыши подшпников, 3-демпфер; 4-корпус.
Рис. 3.14. Опора типа «беличье колесо».
Демпфер с резиновыми кольцами ' рассчитан на работу до t= +200 °C.
Пластмассовые демпфирующие элементы сохраняют молекулярную подвижность и внутреннее трение до температур Т= 150 К. Частота автоколебаний демпфера с । резиновыми кольцами составляет Пд : =а 7000 1/с, а с пластмассовыми ' кольцами - £2д « 5500 1/с. Т.е. для таких демпферов условие работоспособности QP > выполняется.
Газовые опоры, также как и гидравлические, могут устанавлива-' ться на упругодемпфрных опорах типа «беличье колесо», (рис. 3.14).
22
При конструировании опорных узлов ТМ необходимо предусмотреть подвод газа к опорам и отвод газа, вышедшего из рабочего зазора подшипников. Подвод газа в основном осуществляется через специальные сверления в корпусе машины и далее через сверления в самом вкладыше подшипника (рис. 3.15).
Рис. 3;15. Подвод газа к подшипникам.
Отвод газа после подшипников можно организовать через соответствующие отверстия в корпусе машины, которые по угловому положению не совпадают с питающими. Наиболее сложным является удаления газа из кольцевой зоны между радиальным и упорным подшипником. Если газ из этой зоны не удалять, то и тот и другой подшипник будут неработоспособными. Отбор газа можно осуществлять через сверления в полом валу (рис. 3.16 и 3.17).
Рис, 3.16. Отбор газа от радиальных и упорных подшипников через полый вал.
23
Рис. 3.17. Отбор газа после подшипников через упорные пяты ротора ТМ.
На рисунках 3.18 и 3.19 приведены конструкции турбодетандеров с газостатическими подшипниками, разработанные в МЕТУ им. Баумана.
В Приложении даны рабочие чертежи газостатических и гидростатических подшипников.
3.4. Гидростатические масляные подшипники.
трения от угловой скорости
Важным фактором при выборе типа подшипника являются потери на трение.
Зависимость момента трения от угловой скорости со приведена на рис. 3.20. На графике видно, что наименьшие пусковые моменты имеют место при использовании гидростатических подшипников.
Несущая способность гидростатических подшипников определяется в основном давлением подводимой смазки. При больших частотах вращения уменьшается вязкость масла и это приводит к некоторому уменьшению несущей способности. При выборе типа подшипни-
1 - гидродинамические, 2 -гидростата- ка существенным фактором является стои-
ческие, 3 - подшипники качения. мость изготовления и стоимость технического обслуживания подшипника и сопряженных с ним деталей. Разработка
нормализованных подпшпников скольжения и систем смазки сокращает их стоимость.
Опоры скольжения изнашиваются больше всего при недостаточном количестве смазки, т.е. в период пуска или останова машины. Для увеличения долговечности трущихся деталей для них подбирают материалы, у которых коэффициент трения скольжения в указанных условиях относительно мал, и теплота, выделяющаяся в рабочей зоне, легко отводится
24
Рис. 3.18. Турбодетандер на газовых подшипниках конструкции МВТУ им. Баумана /-рабочее колесо, 2-тормозное колесо; 3-вал; 4-втулки подшипников; 5-корпус подшипников; ^-теплоизоляционная проставка; 7-корпус детандера; 8-корпус тормоза; 9-сопловой аппарат.
Рис. 3.19. Турбодетандер высокого давления конструкции МВТУ им. Баумана /-детандерное колесо; 2-выходной патрубок; 3-лопаточная щека соплового аппарата; 4-покрывная щека соплового аппарата: 5-шпилька; 6-корпус; 7-вал; //-крышка; 9-колесо тормозного нагнетателя; 10-датчик числа оборотов; 77-вкладыш подшипника; 72-корпус «теплого» подшипника; 73-вкладыш подшипника; 14- корпус «холодного» подшипника, 75-теплоизоляционная проставка; 76-вкладыш подшипника; 77 входная кольцевая камера; 7^-прокладка; 79-упругая пластина; 20-уплотнительный фланец.
через корпус машины в окружающую среду. Такие материалы называют антифрикционными.
Вкладыши подшипников при диаметре вала более 25 мм выполняют обычно изготавливают из стали или бронзы с заливкой баббитом. При диаметре вала менее 25 мм подпншники изготавливают из антифрикционной бронзы марок Бр АЖ 9-4, Бр ОФ 6,5-0,15 или Бр ОФМ-02 без заливки баббитом.
Баббиты представляют собой сплавы олова с сурьмой, свинцом, медью, кадмием, мышьяком. Мягкая основа обеспечивает хорошую прирабатываемость подшипника к валу, а твердые зерна повышают износоустойчивость. По антифрикционным свойствам баббит превосходит все остальные сплавы. Кроме того, при ремонте подшипника в случае аварии баббит легко выплавляется из основной втулки, затем снова заливается и обрабатывается механически. В подшипниках высокоскоростных машин применяется в основном баббит Б83, содержащий 7,25...8,25 % сурьмы, 2,5...3,5 % меди, остальное - олово. Температуры для этого баббита: .начала расплавления + 240 °C; плавления + 370 °C; заливки + 440...+ 460 °C.
Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы, в особенности оловянно-фосфористые, выдерживающие удельную нагрузку до 15 МПа.
При выборе материала подшипника следует учитывать опыт эксплуатации аналогичных турбомашин.
3.4.1. Расчет радиальных подшипников
Исходными данными для расчета гидростатических подшипников являются (рис. 3.21):
1) масса ротора М, кг, и, соответственно, нагрузка на один подшипник Рст =~M-g, Н;
2) частота вращения вала п, об/мин, определяется из газодинамического расчета машины.
3) диаметр шипа d:a, м, выбирается, исходя из конструктивных соображений, а длина!, определяется по рекомендациям;
4) температуру масла в нагрузочной зоне на стадии предварительного расчета можно принять Ts = 300 К, а температурный перепад на выходе из подшипника и на входе ДТ = Te~Ts = 10... 15 К.
Требуется подобрать марку масла, расход его через подшипник и давление масла на входе; в подшипник, определить оптимальное значение — 2/г
относительного зазора ho = —— и величину абсолютного зазора h0 из условия «'ш
минимума трения при достаточной толщине смазочного слоя
27
Рис. 3.21. Схема расчета гидро-
Работоспособность подшипника
скольжения во многом определяется правильным выбором конструктивных соотношений: относительного зазора и относительной ширины. Выбор геометрических соотношений подшипника зависит от многих факторов: значения и характера действия нагрузки, частоты вращения, теплового режима, его материала, системы подачи смазки. В силу того, что радиальный зазор h0 оказывает в целом и в первую очередь на минимальную толщину смазочной пленки /2mta и максимальную температуру смазки в зазоре /;,т, решающее значение имеет правильный выбор — 2h относительного зазора h0 = ——. В общем
статического подшипника случае относительный зазор в зависимости
от окружной скорости вращения шипа вала мш, м/с, рекомендуется выбирать
по эмпирической зависимости
/^0,8.1(T3-V«ra
Обычно диаметральный зазор 2h0 = (0,001 ...0,002)-<4ш для крупных машин и (0,004... 0,005)-й/т - для малых. Абсолютные значения радиальных зазоров составляют от 0,05 да 0,5 мм.
Тепловые деформации могут сильно влиять на режим работы подшипника. Для подшипника со стальным корпусом и заливкой баббитом относительный зазор с учетом нагрева А/ может быть рассчитан по формуле
Диаметр и ширина шипа вала L не относятся к числу величин, которыми можно варьировать в широких пределах. Длину рабочей части вкладыша L выбирают, учитывая допускаемую удельную нагрузку и тип машины, а с другой стороны, условия оптимальной нагруженности подшипника, связанной с тепловыделениями и теплоотводом.
Для ЦКМ отношение следует выбирать в пределах 0,6... 1,2, причем желательно стремиться к нижней границе. С увеличением длины подшипника трение повышается, а течение масла из подшипника уменьшается, а с уменьшением длины меньше сказываются неточности изготовления и монтажа. С увеличением окружной скорости рекомендуется уменьшать длину. Для турбодетандеров обычно —=1. 28!
При выборе сорта масла, т.е. для определения оптимального значения коэффициента динамической вязкости р можно использовать безразмерный критерий Зоммерфельда
Ц <0
я - и
где угловая скорость со =---, с , средняя удельная нагрузка на один
р
подшипник R = —s, Па.
if ш - L
Для обеспечения жидкостного трения должно быть выполнено
условие
р-со
тогда выбираемое масло должно иметь динамическую вязкость ц, Па-с
Луд h0 ц>---------
со -So
Это условие дает значение нижнего предела ц и не ограничивает верхнего предела, однако это не означает, что любое масло с большей вязкостью, будет одинаково приемлемо: с увеличением вязкости возрастают потери на трение.
В высокооборотных турбомашинах применяются, как правило, турбинное масло 22 (марки Л) и турбинное 30 (марки УТ). Температура вспышки этих масел +180 °C, а температура замерзания - 15 °C, зольность не более 0,005 %. Параметры турбинных масел приведены в таблице 1.
Таблица 1
Турбинное марки Л
С, °C 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
р, кг/м3 902,0 895,5 888,5 882,5 876,0 869,5 863,0 856,5 850,0 843,5
с, кДж/(кг-К) 1,810 1,850 1,880 1,920 1,960 2,000 2,030 2,060 2,100 2,140
Л-103, кДж/(м-с-°С) 0,1291 0,1288 0,1280 0,1270 0,1265 0,1258 0,1250 0,1242 0,1235 0,1230
ц-102, Па-с 18,900 8,550 4,750 3,180 1,874 1,275 0,905 0,675 0,513 0,400
а-l О4, м2/ч 2,86 2,80 2,76 2,71 2,66 2,62 2,58 2,55 2,50 2,46
Турбинное марки УТ
Г, °C 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
р, кг/м3 905,0 899,0 893,0 886,0 880,0 873,0 867,0 961,0 854,0 848,0
с, кДж/(кг-К) 1,800 1,830 1,870 1,900 1,930 1,970 2,010 2,040 2,080 2,120
Л-103, кДж/(м-с-°С) 0,1292 0,1282 0,1279 0,1270 0,1261 0,1235 0,1250 0,1241 0,1235 0,1225
ц-102, Па-с 30,06 14,50 7,400 4,320 2,720 1,790 1,265 0,920 0,680 0,506
а! О4, м^ч 3,19 3,45 3,73 4,00 4,24 4,51 4,74 4,98 5,24 5,48
29
Учитывая, что окружная скорость на шипе вала Ищ, м/с,
имеем
—2 л Куд ' ’ “хп
и =--------------
ш 2ц So
Величина окружной скорости и„, для гидростатических подшипников не должна превышать 150 м/с.
В таблице 2 приведены наибольшие значения критерия So, при которых еще сохраняется режим жидкостного трения. При дальнейшем повышении So трение переходит в полужидкостное.
Таблица 2
Значения />о-105, соответствующие условной границе между полужидкостным и жидкостным трением
L Диаметр типа <7Ш, м
0,03 0,04 0,05 0,06 0,07 0,08 0,10
Значения So при Ло =0,001
0,6 0,28 0,35 0,42 0,53 0,65 0,80 1,00
0,8 0,44 0,54 0,64 0,80 0,95 1,20 1,50
1,0 0,58 0,72 0,85 1,00 1,20 1,50 1,90
1,2 0,70 0,80 1,00 1,20 1,40 1,70 2,20
Значения So при h0 =0,002
0,6 0,42 0,53 0,65 0,80 1,00 1,40 2,00
0,8 0,64 0,64 0,95 1,20 1,50 1,90 2,70
1,0 0,85 1,00 1,20 1,50 1,90 2,40 3,30
1,2 1,00 1,20 1,40 1,70 2,20 2,60 3,70
Значения So при h0 =0,003
0,6 0,65 0,80 1,00 1,40 2,00 3,00 4,00
0,8 0,95 1,20 1,50 1,90 2,70 4,00 5,00
1,0 1,20 1,50 1,90 2,40 3,30 4,50 6,00
1,2 1,40 1,70 2,20 2,60 3,70 5,00 6,50
Вычисляем значение безразмерного конструктивного параметра радиальной опоры F0.p.
R -/Г ,, _ ул "о
о.р “ ’
Ц -о тогда соответствующее значение относительного эксцентриситета е определяется в зависимости от найденного значения конструктивного параметра по таблице 3.
30
Таблица 3
Значения параметра/г.р. в зависимости от величины--- и эксцентриситета е
L е
о,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,925 0,95 0,975 0,99
0,6 0,146 0,232 0,363 0,547 0,851 1,496 3,598 5,360 9,188 21,46 66,48
0,7 0,196 0,303 0,471 0,704 1,082 1,877 4,286 6,779 10,90 24,77 73,96
0,8 0,246 0,380 0,584 0,865 1,316 2,247 5,195 7,818 12,41 27,55 79,90
0,9 0,299 0,458 0,699 1,026 1,544 2,599 5,775 8,742 13,67 29,88 84,64
1,0 0,354 0,539 0,814 1,184 1,764 2,928 6,466 9,553 14,78 31,82 88,55
1,1 0,409 0,619 0,927 1,333 1,971 3,231 6,889 10,26 15,73 33,47 91,75
1,2к 0,464 0,698 1,036 1,482 2,163 3,509 7,353 10,88 16,55 34,86 94,45
Минимальная толщина смазочного слоя h^, м,
Йтй1 =0,5Ао .^(1-е), а критическая толщина смазочного слоя hv, м,
Йкр = Kill + RZ.B + У О ’
где и /?2.Б - среднее значение микровыступов поверхности шипа вала и вкладыша подшипника. Так как поверхность вала и вкладыша подшипника изготавливается, как правило, с одинаковым значением шероховатости, (ОД ...0,3)10'6 м, то
^кр ” 4- у0 э
где у о - максимальный прогиб вала в подшипнике, м.
Величина уо зависит от жесткости вала и опор. Она может быть определена по упругой линии вала, полученной при расчете вала на критическую частоту вращения. Для вала на двух опорах прогиб шипа вала можно вычислить по приближенной формуле
L
Уо ~~ ^'6 , Ттах> Z^o
где Утах - максимальный прогиб на участке между опорами, м,
Lo - расстояние между серединами опор, м, определяется при конструктивной проработке машины.
С увеличением у0 возрастает неравномерность распределения давления по длине подшипника; особенно опасно появление большого давления близ торцовых участков вкладыша (так называемого кромочного давления); оно может быть причиной перегрева подшипника и даже заклинивания вала. Для предотвращения этой опасности надо повышать жесткость вала.
Теоретически оптимальный режим работы подшипника реализуется при йп,„, = йкр, когда коэффициент трения минимален, но при этом нет запаса толщины слоя смазки.
31
Для большей надежности принимают h 'nun >|| ^кр
Мощность трения в радиальном подшипнике л 2т г(. 2а |
^тр.р ~ М- ’ r~J’
где N-щр - мощность трения в радиальном подшипнике, Вт; he - радиальный зазор в подшипнике, м;
и - окружная скорость вращения шипа, м/с;
L - диаметр и дайна подшипника, м;
а - конструктивный параметр подшипника (см. рис. 3.22); ц - динамический коэффициент вязкости масла, Па-с.
Гис. 3.22. Расположение смазочных канавок в подшипнике с горизонтальным разъемом.
При обычном расположении двух закрытых канавок в плоскости разъема подшипника размеры а и Ь, м, показанные на рисунке 3.22 выбирают в зависимости от диаметра шипа вала и его длины
а ® 0,05-с?ш + (3...5)-10~3 и b ® (0,20...0,25)-dm
или проще h = 0,15-4и и а = 0,1 -L f
Определив по таблице 4 отношение =х в зависимости от
величины относительного эксцентриситета е, находим коэффициент трения в подшипнике
h,
1О
32
Таблица 4
L ^т. е
0.3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,925 0,95 0,975 0,99
0,6 22,25 15,02 10,22 7,42 5,42 3,77 2,26 1,692 1,282 0,792 0,426
0,7 16,96 11,47 7,92 5,83 4,32 3,06 1,94 1,442 1,110 0,705 0,392'
0,8 13,52 9,20 6,42 4,78 3,60 2,60 1,634 1,280 0,996 0,648 0,369
0,9 11,15 7,66 5,40 4,07 3,11 2,28 1,501 1,169 0,923 0,608 0,354
1,0 9,43 6,54 4,69 3,56 2,75 2,05 1,363 1,085 0,867 0,580 0,343
1,1 8,19 5,71 4,15 3,19 2,49 1,89 1,298 1,023 9,826 0,558 0,334
1,2к 7,23 5,09 3,72 2,89 2,29 1,76 1,235 0,979 0,794 0,542 0,328
Тогда, пренебрегая количеством теплоты, отводимой через корпус подшипника, т.е., считая, что вся теплота, выделяемая в подшипнике отводится маслом, находим расход масла через один радиальный подшипник, кг/с,
где см -теплоемкость масла, кДж/(кг-К) можно определить по таблице 1.
Удельную теплоемкость масла можно также определить по эмпирической формуле
10-3
см = (53,2 + 0,107г)-=
1/Р20
и значение которой в зависимости от температуры t лежит в пределах 1,67...2,5 кДж/(кг-К)
Плотность при 20 °C р2о для турбинного масла марки Л составляет 860... 880 кг/м3, для турбинного масла марки УТ - 890... 916 кг/м3.
Для подшипника с подачей смазки под давлением ps в канавку, параллельную продольной оси подшипника и расположенную в плоскости горизонтального разъема, расход масла в подшипнике mM.p. связан основными геометрическими размерами подшипника через коэффициент расхода а
ho -a-L-d^ рм ’
где плотность масла рм, кг/м3, определяется по таблице 1.
В свою очередь, полный коэффициент расхода смазки можно рассматривать как сумму трех коэффициентов
а = ot-i + а2 + аз, где а, - коэффициент расхода смазки через торца нагруженной зоны (значения этого коэффициента, вычисленные вариационным методом, даны в таблице 5);
а2 - то же для ненагруженной зоны;
33
«з - коэффициент, учитывающий дополнительное истечение смазки через канавки, расположенные на поверхности вкладыша.
Коэффициенты а2 и аз вычисляется по формулам
а2=^2-Л,Р-(—1 ;
Z L о.р 1 j I
Значения коэффициентов 7<2 и Кз в зависимости от величины относительного эксцентриситета представлены в таблице 6.
Таблица 5
Коэффициент торцового истечения смазки q.j из нагруженной зоны подшипника
L d-ш е
о,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,925 0,95 0,975 0,99
0,6 0,110 0,152 0,196 0,238 0,278 0,310 0,323 0,318 0.306 0,280 0,230
0,7 0,107 0,148 0,189 0,228 0,264 0,291 0,297 0,289 0,275 0,248 0,200
0,8 0,104 0,144 0,181 0,217 0,249 0,272 0,273 0,263 0,248 0,222 0,177
0,9 0,100 0,138 0,174 0,206 0,235 0,254 0,250 0,240 0,225 0,199 0,158
1,0 0,097 0,133 0,166 0,196 0,221 0,236 0,230 0,220 0,205 0,181 0,142
1,1 0,094 0,128 0,158 0,186 0,208 0,221 0,212 0,203 0,188 0,165 0,129
1,2 0,090 0,122 0,150 0,176 0,196 0,206 0,197 0,187 0,174 0,151 0,119
Таблица б
е
о,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,925 0.95 0,975 0,99
Кг 0,132 0,153 0,175 0,200 0,226 0,256 0,289 0,299 0,308 0,318 0,323
к3 0,097 0,107 0,116 0,125 0,129 0,132 0,121 0,113 0,108 0,097 0,090
Тогда, окончательно, давление масла на входе в подшипник р„, МПа,
3.4.2. Расчет упорных подшипникое (подпятникое).
В подпятниках с плоско-параллельными поверхностями скольжения смазочный клин не возникает, однако, условия для жидкостного трения могут быть созданы, если смазку подавать под достаточно большим давлением р, так, чтобы внешняя осевая нагрузка на пяту F уравновешивалась шдростатически.
34
Смазочный слой, непрерывно возобновляемый насосом, исключает возможность соприкосновения трущихся поверхностей не только в условиях установивши еся режима работы, но и в периоды пуска и останова машины.
При расчете гидростатических подпятников необходимо установить, какое количество масла /иму и под каким давлением ps должно непрерывно подаваться в зазор между пятой и подпятником, чтобы обеспечить
оптимальную толщину смазочного слоя.
Исходными данными для расчета подпятников является осевая нагрузка F, Н, на один из упорных подшипников, угловая
скорость со = -^--, тип и маРка масла, температура масла на входе в подшипник Ts = 300 К (задается в начале расчета), величина радиуса Rj задается по конструктивным соображениям (рис. 3. 23)
Для опор, несущих переменную нагрузку, следует принимать толщину смазочного слоя h = (0,3... 1,0)-10'3-7?1. На начальной стадии расчета абсолютную величину зазора можно
Рис. 3.23. Гидростатический упорный подшипник с кольцевой камерой, принять равной 0,0001... 0,0002 м.
Безразмерный конструктивный параметр упорного подшипника
,, F-h2
~~ „4 Rl
Оптимальные соотношения размеров пидростатического упорного подшипника определяются из условия, чтобы суммарная затрачиваемая мощность была наименьшей при наибольшей подъемной силе. Оптимальные
условия реализуются при отношении — = 2 и при Fo.y - 2,35, тогда внешний В-2
F-h2
радиус пяты 7?; = 0,81 ЭД-, а внутренний радиус пяты Ri = Ri/2.
у р-<о
Так как в турбомашинах упорный подшипник располагается, как правило, не на конце вала, а на промежуточном участке, то подшипник выполняется с кольцевой камерой для распределения масла по всей площади пяты (рис. 3.23).
35
Для этой конструкции подпятника давление масла на входе в
подшипник р.,, МПа,
Так как H»h, то мощность трения 7V4).y3 Вт, рассчитывают по формуле 2
где <в - угловая скорость в подпятнике, с’1;
h - осевой зазор в подшипнике, м.
Расход масла через один упорный подшипник т м.у, кг/с,
F-h3
Мощность, затрачиваемая на прокачку масла Му.у, Вт, 2F2 h3 R\
^пр.у = тм-у ’ Ps = ~ Г^2
Зц-тф?! ~R2 I R2
Суммарная затрата мощность на прокачку масла и на преодоление сил
трения
N = N +W
1 Y *7 тр.у Л ’ пр.у
Повышение температуры масла в подшипнике N
/\Т = TS-Te=------------
см • Рм • т«..у
Температура масла на выходе из питателя Тт = Ts + 0,5АГ. Поэтому необходимо произвести поверочный расчет подпятника с учетом изменения вязкости масла из-за его подогрева до температуры Т„,.
Мощность масляного тормоза рассчитывается по формуле ^=№-2^+^),
где NB - мощность на валу турбодетандера, кВт. По значению этой мощности, используя формулу для определения можно определить длину тормоза. Диаметром тормоза задаются из конструктивных соображений, а величину зазора ho можно принять равной (0,2...0,4)-10-3 м. Необходимо также учесть что подвод масла на подшипники и на тормоз осуществляется раздельно.
На рисунке 3.24 показана конструкция опорного узла турбодетандера с масляным тормозом.
36
Приложение
1. Поверхность 050 Ф обрабатывать по формуляру, обеспечив при сборке с корпусом натяг 0,02... 0,03 мм.
2. После механической обработки деталь нагреть до +65... 75 °C и поверхность 050 Ф покрыть тонким слоем парафина.
Подпятник
Графит АГ-1500-СО-5
Масштаб 2:1
38
37
Лист 1
39
Б~б5
1. Восемь отверстий 0 3 до их пересечения с отв. 0 4 залить эпоксидной смолой с графитовым наполнителем, вставив во все отверстия 0 4 металлические стержни. После затвердения смолы стержни удалить.
2. Поверхность 050 Ф обрабатывать по формуляру, обеспечив при сборке с корпусом натяг 0,02... 0,03 мм.
3. После механической обработки деталь нагреть до температуры + 65... 75 °C и в нагретом состоянии покрыть цилиндрическую поверхность 0 50 Ф тонким слоем парафина, следы, чтобы парафин не попал в просверленные отверстия. Граница покрытия парафином должна отстоять от каналов на 1... 2 мм. Наплывы не допускаются.
Вкладыш
Графит АГ-1500-СО-5
Лист 2
Масштаб 2:1
40
1. Запрессовку подпятника и вкладыша в корпус подшипника производить, предварительно нагрев корпус до температуры +120 °C, а подпятник и вкаладыш охладив в жидком азоте. При запрессовке обеспечить совмещение подводящих каналов.
2. Расточить за одну установку узла поверхности 0 22'0'023 в подшипнике и в подпятнике, оставив припуск на притирку 0,01... 0,02 мм на диаметр.
3. Притереть поверхность 022го'023, нецилиндричность не более 0,005 мм.
4. Посадить подшипник по поверхности 0 22+0,023 на скалку, шлифованную в центрах с натягом 0,01... 0,02 мм.
5. Произвести токарную обработку на скалке в центрах поверхностей, подлежащих обработке, согласно чертежу.
6. На скалке в центрах произвести проверку обработанных поверхностей на торцевое и радиальное биение.
Подшипник в сборе
Масштаб 1:1
41
и 16 15 14 13 12 11 16 9 8 7 6 5 4 3 2 1 Шплинт 0 5 X 30 Гайка М24 Шайба стопорная Болт М 24 специальный Винт М5 X 15 Винт М12 X 40 Винт Мб X 12 Набор прокладок Диафрагма Подушка установочная с отверстием Кольцо маслозащптное (из двух половин) Сегмент уплотнительной пластинки Винг М 12 X 30 Подушка установочная Набор прокладок Вкладыш верхний Вкладыш нижний >-*>-* СОСО СП >-* >->>-* <х 4* л* »-* Сталь Ст. 2 Сталь 25 Сталь Ст. 4 Сталь 25 Сталь Ст. 4 Сталь Ст. 4 Сталь Ст. 4 Сталь 10 (лента) Сталь Ст. 4 Сталь Ст. 3 Сталь Ст. 3 Латунь Л 62 (мягкая) Сталь Ст. 4 Сталь Ст. 3 Сталь 10(лента) Чугун СЧ 15-32 Чугун СЧ 15-32
№ Наименование Количество Материал
42
Список литературы
1. Воронин Г.И., Верба М.И. Кондиционирование воздуха на лета-тельных
аппаратах. М.: Машиностроение, 1965. 480 с.
2. Воронин Г.И. Конструирование машин и аппаратов систем кондиционирования. М.: Машиностроение, 1978. 544 с
3. Перель Л_Я. Подшипники качения. Справочник. М.: Машиностро-ение, 1983. 545 с.
4. Воскресенский В.А., Дьяков В.И. Расчет и проектирование опор скольжения. М.: Машиностроение, 1980. 224 с.
5. Чернавский С.А. Подшипники скольжения. М.: Машиностроение, 1963. 244 с.
6. Ф.М. Чистяком, В.В. Игнатенко, НТ. Романенко, Е.С. Фролов. Центробежные компрессорные машины. М.: Машиностроение, 1969. 328.
7. Епифанова В.И Компрессорные и расширительные турбомашины радиального типа. М.: Изд-во МГТУ им Н.Э. Баумана, 1998. 624 с.
8. Пешти Ю.В. Газовая смазка. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана. 1993. 382 с.
9. А.Б. Давыдов, А.Ш. Кобулашвили, А.Н. Шерстюк. Расчет и конструирование турбо детандеров. М.: Машиностроение, 1987. 273 с.
10. В.П. Леонов, Т.И. Максимович. Лепестковые газовые подшипники турбо машин. Методические указания. М_: Изд-во УНЦ «Криоконсул» МГТУ им Н.Э Баумана, 2002. 60 с.
11. В.И. Ардашев, М.С. Бабичев, А.Б. Давыдов. Основы конструирования турбодетандеров. Учебное пособие. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1988. 62 с.
12. Техника низких температур. Под ред. Е.И. Микулина и И.В. Марфениной. М.: Энергия, 1964. 448 с.
13. Техника низких температур. Под ред ЕЙ Микулина, И.В. Марфениной, AM. Архарова. М.: Энергий, 1975. 512 с.
Содержание.
Стр.
1. Определение осевого усилия . ..... 3
2. Подшипники качения . 6
3. Подшипники скольжения с жидкой или газовой смазкой . 11
3.1. Расчет газостатических подшипников............... .14
3.1.1. Расчет радиальных подшипников..... 14
3.1.2. Расчет осевых подшипников . . .17
3.2. Распределение массы ротора по длине... ...20
3.3 Демпферная газостатическая опора...................21
3.4. Гидростатические масляные подшипники. 24
Приложение. Чертежи газостатических подшипников . ......... 38
Использованная литература....................................44
44