Содержание к диссертации
Введение
1 Динамическая система «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения» как объект исследования 11
1.1 Задачи динамического анализа системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения» 11
1.2 Обзор исследований и подходов к моделированию системы "ротор - подшипники жидкостного трения" 22
1.3 Структура, объект и задачи исследования 27
2 Расчет характеристик подшипников жидкостного трения с учетом отклонений формы опорных поверхностей 30
2.1 Моделирование отклонений формы опорных поверхностей 30
2.2 Определение реакций смазочного слоя подшипника с учетом отклонений формы 35
2.3 Анализ влияния отклонений формы на характеристики подшипников жидкостного трения 53
3 Динамические характеристики системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения» с учетом отклонений формы 68
3.1 Динамические характеристики радиальных подшипников жидкостного трения с учетом отклонений формы поверхности 69
3.2 Уравнения динамики пространственного движения ротора 77
3.3 Движение ротора на подшипниках жидкостного трения с учетом отклонений формы 85
4 Экспериментальные исследования влияния отклонений формы на динамические характеристики роторной системы с радиальными подшипниками жидкостного трения 92
4.1 Постановка задач и планирование экспериментальных исследований 92
4.2 Описание экспериментального комплекса 93
4.3 Обработка результатов и сравнительный анализ данных теоретических и экспериментальных исследований 100
5 Вопросы практического применения результатов анализа динамических характеристик 103
5.1 Рекомендации к проектированию роторно-опорных узлов быстроходных турбомашин 104
5.2 Программное обеспечение для расчета динамических характеристик системы «ротор - радиальные гидростатодинамические подшипники жидкостного трения » 106
5.3 Эталонные диагностические портреты отклонений формы 109
Заключение 114
Список литературы 117
Приложения
- Обзор исследований и подходов к моделированию системы "ротор - подшипники жидкостного трения"
- Анализ влияния отклонений формы на характеристики подшипников жидкостного трения
- Динамические характеристики радиальных подшипников жидкостного трения с учетом отклонений формы поверхности
- Обработка результатов и сравнительный анализ данных теоретических и экспериментальных исследований
Введение к работе
Рост конкурентоспособности машин неразрывно связан с необходимостью повышения их производительности при одновременном снижении мас-согабаритных характеристик и стоимости изделия. Применительно к транспортным и энергетическим роторным машинам это обстоятельство обуславливает необходимость повышения частот вращения их роторов. Однако, повышение частот вращения сопровождается ростом динамических нагрузок, что часто делает нецелесообразным или дорогостоящим применение опор ' качения. Поэтому при необходимости обеспечения длительного ресурса машины в качестве подвеса высокоскоростных роторов находят широкое применение опоры жидкостного трения.
Функционирование системы «ротор - подшипники жидкостного трения» во многом зависит от режима работы трибосопряжения в подшипниках. Одним из параметров, определяющих режим работы трибосопряжения, выступает радиальный зазор, минимальное значение которого является критерием работоспособности подшипников жидкостного трения. В свою очередь радиальный зазор есть функция геометрии опорных и эксплутационных параметров подшипника. Изменение геометрии опорных поверхностей связано как с технологическими погрешностями изготовления, так и с износом в процессе эксплуатации. Технологические погрешности представляют собой совокупность различных отклонений формы, размеров и микрорельефа поверхности. Из перечисленных погрешностей наибольшую величину имеют отклонения форм, что подтверждается работами многих авторов. Наличие отклонений формы на опорных поверхностях приводит к изменению радиального зазора на заметную величину, что приводит к перераспределению сил в подшипнике и, в конечном счете, оказывает влияние на динамические характеристики роторных систем (несущая способность, динамические свойства смазочного материала, расход, потери мощности на трение, траектории движения и др.).
Так как динамические характеристики являются составляющими движения ротора в опорах жидкостного трения, то можно говорить об изменении вибрационного состояния системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения». Результатом такого воздействия может быть как появление дополнительных «паразитирующих» колебаний в вибрационном портрете, так и увеличении износа опорной пары (цапфа - втулка), что приводит к снижению жизненного цикла роторной системы, и вынуждает повышать коэффициенты запаса по виброустойчивости для роторных машин и минимальному зазору в трибосопряжении подшипника жидкостного трения.
С другой стороны представляет большой интерес вопросы определения отклонений формы при оценке технического состояния роторных систем. В настоящее время диагностические портреты формируются на основе эмпирических данных, полученных путем непосредственного наблюдения за агрегатом. Таким образом, получение диагностических портретов для высокотехнологичных и наукоемких изделий (турбодетандеров, авиационных двигателей, турбонасосов и др.) является достаточно дорогостоящим мероприятием. В последнее время получила развитие тенденция, в рамках которой диагностические портреты могут быть сформированы на основе математических моделей протекающих в машине процессов.
Анализ работ в области исследования динамических характеристик роторных машин с радиальными опорами жидкостного трения позволяет сделать вывод о недостаточной изученности влияния всего комплекса отклонений формы на динамические характеристики роторных систем. Большинство работ используют либо упрощенные математические модели, либо используют данные, полученные путем непосредственного наблюдения.
Таким образом, анализ влияния отклонений формы на динамику системы «ротор - подшипники жидкостного трения» является актуальной научно-технической задачей, решение которой позволит:
выявить, и систематизировать те изменения в динамических характеристиках роторных машин, которые обусловлены наличием отклонений формы на опорных поверхностях подшипников;
сделать выбор допусков и посадок для трибосопряжения в подшипнике более точным, соответствующим условиям работы машины;
повысить надежность при определении значения предельной толщины масляного слоя (критического радиального зазора), для каждого трибосопряжения в отдельности;
уточнить значения коэффициента запаса по критической толщине масляного.
Также представляется актуальной задача по формированию диагностических портретов состояния системы «ротор - подшипники жидкостного трения» при различных отклонениях формы, позволяющая уточнить и значительно дополнить существующие диагностические модели.
Настоящая работа выполнялась в рамках развития научной школы по исследованию опорных узлов турбомашин, динамики и диагностики роторных систем с опорами скольжения. Ведомственная научная программа код проекта: № 4394 (№ госрег. 0120.0 504034), 2005 г., а также в рамках договора с ОАО «НПО Энергомаш» им. акад. В.П. Глушко» (г. Химки).
Объект исследования - система «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения».
Предмет исследования - динамические характеристики системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения».
Целью работы является совершенствование методов расчета и разработка инструментальных средств проектирования роторных систем с радиальными опорами жидкостного трения с учетом отклонений формы опорных поверхностей.
В работе были поставлены и решены следующие задачи: 1. построить математическую модель определения гидродинамических сил в подшипниках жидкостного трения, работающих в турбулентном неизотер-
7 мическом режиме течения смазочного материала с учетом отклонений формы его опорных поверхностей;
построить математическую модель пространственного движения ротора в радиальных опорах жидкостного трения;
провести вычислительные эксперименты по изучению влияния отклонений формы опорных поверхностей на динамические характеристики системы «ротор - гидростатодинамические подшипники жидкостного трения»;
провести модельные эксперименты для проверки адекватности математической модели динамики ротора;
разработать программное обеспечение для расчета роторных систем с радиальными гидростатодинамическими опорами жидкостного трения с возможностью учета отклонений формы опорных поверхности;
по результатам проведенных исследований сделать рекомендации по проектированию роторных систем с учетом отклонений формы опорных поверхностей;
сформировать эталонные диагностические портреты отклонений формы для радиальных гидростатодинамических подшипников жидкостного трения
Научная новизна:
построена математическая модель расчета нелинейных гидродинамических сил в радиальных гидростатодинамических подшипниках жидкостного трения, отличающаяся возможностью учета турбулентного неизотермического течения смазочного материала и отклонений формы опорных поверхностей;
разработана динамическая модель пространственного движения жесткого ротора в радиальных гидростатодинамических подшипниках жидкостного трения, позволяющая учесть отклонения формы опорных поверхностей;
создано программное обеспечение, позволяющее рассчитать динамические характеристики системы «ротор - подшипники жидкостного трения» с учетом отклонений формы опорных поверхностей;
выявлены закономерности влияния отклонений формы на динамические характеристики подшипников жидкостного трения (несущая способность, расход смазочного материала, потери мощности на трение, коэффициенты жесткости и демпфирования смазочного слоя, траектории движения, кривые подвижного равновесия);
на основе математических моделей расчета гидродинамических реакций гидростатодинамических подшипников жидкостного трения и пространственного движения жесткого ротора получены диагностические портреты состояний системы «ротор - подшипники жидкостного трения».
Основные виды аналитических выражений для математических моделей отклонений формы опорных поверхностей получены методами аналитической геометрии.
Расчет поля давлений в смазочном слое подшипника осуществлялся на основе совместного решения уравнений Рейнольдса, баланса энергий и расходов. Решение это системы уравнений проводилось методом конечных разностей. Реакции смазочного слоя получены интегрированием поля давлений по опорной поверхности подшипника.
Динамические характеристики системы «ротор - подшипники жидкостного трения» исследовались на основе двух подходов: линейного и нелинейного. Для линейного подхода были получены динамические коэффициенты смазочного слоя. Для нелинейного - рассматривалось решение системы уравнений движения ротора совместно с уравнениями гидродинамики смазочного слоя, в результате были получены траектории движения цапфы.
С целью проверки адекватности полученных теоретических результатов проведено экспериментальное исследование по изучению динамического состояния системы «ротор - подшипники жидкостного трения». Исследования проводились на специально разработанном стенде с использованием информационно-измерительной системы фирмы «National Instruments». Исследовалось влияние отклонений формы на траектории движения цапфы ротора.
Анализ динамического поведения ротора в подшипниках жидкостного трения осуществлялся на основе анализа формы и амплитуды траекторий движения центра цапфы ротора, а также спектров колебаний ротора. Для получения спектров использовалось быстрое преобразование Фурье.
Обработка результатов производилась средствами системы научных и инженерных расчетов MATLAB.
Достоверность результатов обеспечивается корректностью постановки задачи, обоснованностью используемых теоретических зависимостей, принятых допущений и ограничений, применением известных математических методов и подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, полученными как лично автором на разработанном экспериментальном стенде с использованием современной измерительной аппаратуры, так и другими исследователями.
Практическая ценность заключается в том, что полученные в работе зависимости влияния отклонений формы на динамические характеристики системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения» и разработанное программное обеспечение могут быть использованы при проектировании и оценке технического состояния системы «ротор - радиальные подшипники жидкостного трения».
Результаты работы используются при проектировании опорных узлов насосов на ОАО «Ливгидромаш», г. Ливны.
Апробация работы. Материалы диссертации докладывались и обсуждались на: Международном научном симпозиуме «Машины и механизмы ударного, периодического и вибрационного действия», Орел, 2003; школе-семинаре «Современные проблемы механики и прикладной математики», Воронеж, 2004; Второй научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин», Астрахань, 2004; Всероссийской научно-технической конференции «Теоретические и прикладные вопросы современных информационных технологий», Улан-Удэ, 2005; III Между-
10 народном технологическом конгрессе «Военная техника, вооружение и технологии двойного назначения», Омск, 2005; VII научно-технической конференции «Вибрация - 2005. Вибрационные машины и технологии» - Курск, 2005; Международном научном симпозиуме «Гидродинамическая теория смазки - 120 лет», Орел, 2006.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 научных трудов, включая 9 статей в научных сборниках (2 статьи в журналах, входящих в перечень ВАК), 2 тезисов докладов и 3 свидетельства о регистрации программы для ЭВМ.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы включающего 157 источников, приложений; изложена на 162 страницах текста; содержит 58 рисунков, 11 таблиц.
Обзор исследований и подходов к моделированию системы "ротор - подшипники жидкостного трения"
Следует отметить, что при определении технического состояния роторной системы на основе математического моделирования ее работы необходимо выделить следующие основные этапы: моделирование работы системы «ротор - подшипники жидкостного трения» и определение технического состояния системы на основе данных полученных на первом этапе.
В настоящей работе основное внимание уделено изучению влияния отклонений формы опорной поверхности подшипников жидкостного трения на работу роторной системы и создание на основе этих данных эталонных диагностических портретов дефектов опорных поверхностей. В связи с выше сказанным, обзор литературы проводился в двух направлениях: определению гидродинамических реакций смазочного слоя в радиальном гидростатодинамическом подшипнике жидкостного трения; динамике системы «ротор - подшипники жидкостного трения»; методам вибрационной диагностики. Динамический анализ роторов с подшипниками жидкостного трения возник, и развивается как раздел науки, имеющий междисциплинарный характер. Создание математических моделей роторно-опорного узла, полностью адекватных реальному объекту, представляет значительные трудности ввиду огромного числа факторов, требующих учета. В связи с этим в исследованиях роторно-опорного узла наметились две устойчивые теоретические тенденции. Во-первых, это собственно динамика роторов, компетенцией которой является изучение движения и устойчивости роторов. В этом случае в описании роторно-опорного узла определяющая роль отводится факторам, относящимся непосредственно к ротору как твердому телу с упругими и инерционными свойствами, а влияние подшипника сводится к линеаризованным гидродинамическим реакциям. Во-вторых, это гидродинамическая теория смазки, изучающая свойства и поведение самого смазочного слоя. Такой подход требует детального рассмотрения течения смазочного материала с учетом вязкости, сжимаемости среды, возможности появления турбулентных режимов течения и т.д. Модель ротора в этом случае наиболее проста и сводится, как правило, к схеме одномассового ротора. При расчете динамических характеристик ротора в подшипниках жидкостного трения выделяют два основных подхода: - первый подход основывается на линейной постановке задачи; - во втором подходе учитывается нелинейность реакция смазочного слоя. К настоящему времени в большинстве работ используют линейный подход, что связанно с простотой его алгоритмов. Вопросы нахождения динамических коэффициентов смазочного слоя рассматривались в работах Белоусова А.И., Позняка Э.Л., Прокопьева В.Н., Равиковича Ю.А., Чегодаева Д.Е. и др. В работе [9] при определении динамических характеристик смазочного слоя использовался прямой численный метод, в основе которого лежит замена производных от реакций смазочного слоя по кинематическим параметрам их разностными аналогами. В работах [14,15,21, 130] предложен метод определения динамических коэффициентов подшипников, который позволяет учесть влияние режимов течения жидкостей (ламинарный и турбулентный). В работе [17] приведен сравнительный анализ теоретических и экспериментальных результатов исследований динамических характеристик. В трудах [17, 89] реакции смазочного слоя представлены в виде явных функций от эксцентриситета и скорости вращения цапфы ротора. При определении динамических коэффициентов используется предположение о том, что режим течения в подшипнике - ламинарный. Анализ данных полученных в ходе теоретических и экспериментальных исследований дал удовлетворительную сходимость. Результаты исследования динамических коэффициентов смазочного слоя в гидростатодинамических подшипниках жидкостного трения приведены в работах [38, 39, 93]. Расчет основывался на применении метода конечных разностей. Исследования линейных колебаний высокоскоростных роторов на подшипниках жидкостного трения проводились в работах [2, 65]. В работах использовалась модель двухопорного симметричного жесткого или гибкого ротора с насаженным диском. Математическая модель имеет следующий вид: где X, Ги X], Yi - координаты центра цапфы и центра диска; Л - смещение центра тяжести диска (дисбаланс); М- масса диска; С - жесткость ротора. В работе большое внимание уделялось определению динамических коэффициентов жесткости и демпфирования. При определении этих коэффициентов не учитывался перекос ротора, а так же реальная поверхность опорных поверхностей.
В монографиях [93, 43, 53, 42, 59, 156, 144] представлены основные задачи динамики высокоскоростных роторных систем, которые появляются в процессе проектирования роторных машин. Приведена классификация причин вызывающих вибрацию роторов турбомашин.
К числу приоритетных направлений развития анализа динамических характеристик роторных систем относят: анализ динамического поведения ротора при больших эксцентриситетах; определение траектории движения центра цапфы ротора при учете реальной поверхности опорных поверхностей.
Под техническим состоянием турбомашины понимается совокупность ее свойств, которые, характеризуются в определенный момент времени, при определенных условиях внешней среды значениями структурных параметров, установленных технической документацией на объект диагностирования. При эксплуатации турбомашин выделяют следующие состояния: исправное, работоспособное, правильное функционирование и аварийное состояние.
Анализ влияния отклонений формы на характеристики подшипников жидкостного трения
При оценке технического состояния турбомашины основным этапом выступает его техническая диагностика или формирование экспертного заключения о состоянии турбоагрегата. Под состоянием турбомашины подразумевается не только его основные виды: исправное, работоспособное, функциональное и аварийное. При определении технического состояния делается заключение о наличии причин, вызывающих дефекты, о наличии самих дефектов, а также вторичных дефектов (т.е. дефектов, появление которых обусловлено негативным действием первичных дефектов). Формирование экспертного заключения включает в себя два этапа: 1. Анализ различных статических параметров характеризующих работу подшипников жидкостного трения в роторной системе В настоящей главе рассмотрен первый этап формирования экспертного заключения.
Основой расчета статических характеристик подшипников жидкостного трения является знание функции распределения давлений в смазочном слое, нахождение которых рассмотрено в подразделе 2.1 На основе интегрирования поля давления в смазочном слое определяются статические характеристики исследуемых опор, к которым относятся: несущая способность W [Н], массовый (объемный) расход смазочного материала Qm (Qv) [кг/с (м /с)], потери мощности на трение Nmp [Вт] смазочного материала. Соотношения для несущей способности, расхода смазочного материала и потерь мощности имеют вид: несущая способность определяется в соответствии с выражением (2.1.46) массовый расход Qm может быть найден из соотношения: Qm = Qvpo,
Влияние отклонений формы от реального профиля опорных поверхностей подшипника жидкостного трения на характеристики (2.1.46,2.2.1, 2.2.3) было исследовано на примере подшипников с параметрами: D = 0,05 м; L = 0,03 м; 20= 100 10 6м; Т= 20 К; смазочный материал - жидкий водород; давление подачи 0,75 МПа, давление на сливе 0,25 МПа; температура 20 К. Результаты расчетов представлены в таблицах 2.3.1 - 2.3.5. Уменьшение несущей способности в подшипнике наблюдается при величине эксцентриситета 0,3 (величина эксцентриситета взята в отношении к радиальному зазору в подшипнике) и выше. Аналогичная картина наблюдается и при изменении скорости вращения ротора, где видимое изменение несущей способности наблюдается при скорости 6000 и выше. Так при конусности 10% от радиального зазора наблюдается уменьшение несущей способности при изменении эксцентриситета на 9% от первоначального значения, а при изменении скорости несущая способность уменьшается на 11%. В то же время при изменении давления подачи несущая способность опоры с конусностью уменьшается на 12%. Так же отмечено, что при изменении давления подачи до 2МПа наблюдается быстрый рост несущей способности у подшипников с конусными опорными поверхностями. При давлении подачи больше 2 МПа рост несущей способности замедляется, однако остается в положительной тенденции. Первостепенной причиной такого эффекта выступа 55 ет вид жиклера и камеры во втулке подшипника. При оценке несущей способности подшипника с конусными опорными поверхностями при различных значениях параметра L/D влияние конусности было отмечено лишь при L/D более 1, в то время как в большинстве случаев подшипники жидкостного трения изготавливают с показателем L/D равным 0,4 ... 1. Вследствие чего данное влияние конусности считаем несущественным.
Эллипсность в отличии от конусности не оказывает значительного влияния на несущую способность ни при изменении скорости вращения, ни при увеличении подачи смазочного материала. Так при увеличении скорости вращения ротора несущая способность подшипника с эллипсными втулками уменьшилась по сравнению с идеальными втулками на 5,5%. Изменении несущей способности при увеличении скорости вращения составило не больше 6%. Аналогичная картина наблюдается при изменении эксцентриситета и L/D, где изменение несущей способности не превышало 5%. Данное обстоятельство объясняется тем, что эллипсность изменяет геометрии радиального зазора в поперечном направлении в то время как конусность в продольном тем самым, уменьшая опорную площадь контакта (т.е. площадь, где создается эффективный гидродинамический клин и достаточная разность давлений) в трибосопряжении радиального подшипника жидкостного трения.
Динамические характеристики радиальных подшипников жидкостного трения с учетом отклонений формы поверхности
Динамическое поведение ротора, опирающегося на подшипники жидкостного трения, определяется совокупностью действующих на него возмущающих сил и реакций подшипника. Анализ движений ротора под действием такой системы сил позволяет оценить выбранные на этапе проектирования геометрические и рабочие параметры роторной системы и всей турбомашины, а также сделать вывод о ее техническом состоянии. Это дает возможность смоделировать различные состояния системы «ротор - подшипники жидкостного трения», что позволяет более быстро и качественного оценить техническое состояние машины и дать прогноз его дальнейшего развития.
В последнее время для расчета и анализа динамических характеристик роторных систем, с опорами жидкостного трения, получили развитие две принципиально отличных группы методов. В первой группе объединение методов происходит на основе линейного подхода. При таком подходе гидродинамические реакции представлены в качестве функций скорости и перемещений цетра цапфы ротора. Следует отметить, что такой подход справедлив только для малых по сравнению с радиальным зазором перемещений.
Несмотря на простоту такого подхода, он имеет довольно ограниченную область приложения. Анализ вынужденных колебаний ротора при больших амплитудах, сравнимых с величиной радиального зазора, процессы возникновения и развития самовозбуждающихся колебаний, устойчивость ротора при больших возмущениях, а также исследование динамики роторной системы с подшипниками скольжения во время переходных режимов (процессы пуска-останова) являются принципиально невозможными с позиций линейной модели. Это связано с необходимостью учета в математической модели нелинейности реакций смазочного слоя.
Эту проблему решает второй подход, в котором используется метод траекторий, позволяющий учесть нелнейность реакций смазочного слоя. Использова 68 ниє такого подхода основано на моделировании движения центра цапфы ротора в плоскости радиального зазора на основе совместного решения уравнений движения ротора и гидродинамики смазочного слоя. По форме и расположению полученной траектории можно делать вывод о динамических свойствах роторной системы. Вместе с тем основным недостатком такого подхода выступает большая зависимость полученного результата от вычислительных ресурсов, используемых ЭВМ.
Вместе с тем данные подходы целесообразно использовать совместно как дополнение друг к другу. На начальной стадии исследований для первоначальных поисков целесообразнее использовать линейный подход. В то время как для получения окончательного результата необходимо использовать метод траекторий.
В данном исследовании при оценке динамики роторной системы одной из основных задач выступает изучение влияния отклонений реального профиля опорных поверхностей в подшипниках на динамические коэффициенты смазочного слоя. Знание об изменениии величины динамических коффициентов, позволяет сделать вывод о ел едущем: о формах собственных колебаний роторной системы; о критических скоростях роторной системы; об устойчивости роторной системы; о переходных процессах в роторной системе. Динамическую модель опорного узла роторной системы представим в виде ротора, опирающегося на систему пружин и демпферов (рисунок 3.1). При отсутствии неуравновешенности ротора как статической, так и динамической, он займет определенное положение, получившее название стационарное положение на кривой подвижного равновесия, при котором внешняя нагрузка уравновешена реакциями смазочного слоя. Под кривой подвижного равновесия понимается кривая, на которой располагается центр уравновешенного ротора при различных режимах работы при одинаковой внешней нагрузке и массе. Условие равновесия, имеет вид:
Обработка результатов и сравнительный анализ данных теоретических и экспериментальных исследований
Первым этапом при проведении эксперимента является планирование эксперимента. На этом этапе разрабатывается план эксперимента и составляется журнал проведения экспериментальных работ. Под экспериментом понимается вся совокупность опытов, обеспечивающая получение оптимального результата с приемлемой точностью. Опыт - это часть эксперимента, соответствующая некоторой фиксированной комбинации уровней факторов, для которой опытным путем определяется значение функции отклика.
Наиболее часто в экспериментальных исследованиях используется полнофакторный план эксперимента. Это план эксперимента, при котром используются все возможные сочетания, но ни одно из них не повторяется.
Принимая во внимание большую трудоемкость и стоимость проведения экспериментальных исследований по изучению влияния всех факторов, определяющих динамику ротора, ограничиваем их число основными, среди которых: частота вращения ротора и давление, которые изменяются в заданном диапазоне, тип подшипника, отклонения формы (таблица 4.1).
Целью проведения натурных исследований теоретических положений является сбор и интерполирование данных о влиянии отклонений формы на траекторию движения ротора. При планировании эксперимента вследствие большей точности и меньших затрат времени использовался факторный план, когда все уровни одного фактора комбинируются со всеми уровнями остальных [128]. В этом случае имеем факторный эксперимент вида прхпсохпегхпь=5x10x2x2, где п с соответствующим индексом обозначает число уровней каждого фактора. Таким образом, проведение всего эксперимента по изучению влияния отклонений формы требует проведения п=200 опытов, реализующих все возможные сочетания изменяемых параметров. Необходимо отметить, что изменение отклика всякий раз при проведении опыта носит случайный характер, поэтому для повышения точности экспериментальных исследований, снижения влияния случайных отклонений и их оценки каждый опыт (при данном сочетании измеряемых параметров) повторялся семь раз и в качестве результата бралось среднее арифметическое результатов этих повторов.
Для проверки адекватности построенной математической модели и проведения сравнительного анализа теоретических результатов с опытными данными при непосредственном участии автора были модернизированы применительно к данному исследованию экспериментальный стенд общий вид которого показан на рисунке 4.1.
Конструкция стенда несет в себе основные закономерности конструирования роторных систем на подшипниках жидкостного трения.
Режимы работы экспериментального стенда моделируют основные режимы работы турбомашин: пуск, установившееся движение, останов, внезапное воздействие. Установка на стенде муфты позволяет измерять выбег ротора.
Экспериментальный стенд (рисунок 4.1) состоит из нескольких основных узлов: роторно-опорный узел 7; привод вращения 2, который соединяется с ротором посредством электромагнитной муфты 3. Привод вращения и роторно-опорный узел находятся на массивном основании 4. В качестве привода вращения используется асинхронный электродвигатель {NH0M= 1,5 кВт, пном = 3000 об/мин), подключаемый через частотный преобразователь, что позволяет бесступенчато варьировать частоту вращения (п = 0... 10000 об/мин).
Система подачи и отвода смазочного материала (рисунок 4.2) обеспечивает подачу смазочного материала к опорным поверхностям подшипников жидкостного трения и одновременный отвод отработавшей жидкости в бак. Система дает возможность широкого изменения параметров потока смазочной жидкости: давление подачирО = 0,1...0,5 МПа, расход Q до 0,5 кг/с, температура Г=288...295 К. Система подачи смазочного материала выполнена в виде замкнутого контура и состоит из следующих элементов: бак, электрический гидронасос БВО12-40, фильтры грубой и тонкой очистки, запорная арматура, соединительные трубопроводы.
Основным элементом экспериментального стенда является роторно-опорный узел 1 (рисунок 4.1).
Конструкция опорного узла позволяет использовать как гидродинамические подшипники, так и гидростатодинамические. Схема узла с гидростатодинамиче-скими подшипниками жидкостного трения представлена на рисунке 4.3 и состоит из следующих элементов: корпус опорного узла 1, корпус подшипника 2, переходная втулка 3, опорная втулка подшипника 4, опорная втулка ротора 5 и ротор 6. Корпус подшипника крепится в корпусе опорного узла при помощи болтов 7. Переходная втулка, а также опорная втулка подшипника крепятся в корпусе подшипника посредством специальной гайки 8. Опорные втулки ротора крепятся на нем при помощи гаек 9. Причем гайки выполнены как с левой так и с правой резьбой, что препятствует их раскручиванию в процессе вращения ротора.
Гидростатодинамические подшипники имеют следующие геометрические параметры: номинальный диаметр D=40 мм; длина опорной поверхности L = 66 мм; число питающих прямоугольных камер NK = 4; длина камеры LK = 26 мм; ширина камеры Вк = 8 мм. В качестве компенсаторных устройств используются жиклеры длиной /н = 3 мм и диаметром сій - 0,8 мм.
Исследуемый ротор представляет собой гладкий вал 6 длиной 490 мм и диаметром в месте крепления опорных втулок 40 мм, изготовленный из стали 18ХГТ с поверхностной твердостью после термообработки (цементация, закалка в масле, отпуск) HRC 56...62. Межопорное расстояние испытуемого ротора составляет LR к 200 мм; масса вала без втулки 4.8 кг. Предельные отклонения формы цилиндрической поверхности вала не превышают 4 мкм. Дисбаланс вала вместе с опорной втулкой определялся расчетным путем и составляет (9 ± 1)-10-5 кг-м.
сменными втулками Для выполнения повышенных требований к соосности подшипников жидкостного трения опорные втулки подшипника и ротора при сборке специально центрировались друг относительно друга. Проверка соосности заключалась в сравнении диаметральных зазоров в подшипниках, полученных в результате предварительных обмеров, с радиальными перемещениями вала в установке. Отличие этих величин друг от друга не превышает 2-5 мкм, что свидетельствует о пренеб-режимой малости технологических перекосов между опорами. Для измерений проводимых в ходе экспериментов в корпусе роторно-опорного узла сделаны специальные отверстия для крепления первичных преобразователей. В качестве первичных преобразователей используются датчики перемещения, температуры и давления. На основе одного датчика перемещения и специальной программы был реализован бесконтактный тахометр для измерения угловой скорости ротора.
В качестве смазочного материала используется вода, свойства которой известны [25]. В целях обеспечения безопасности проведения экспериментальных работ и предотвращения выхода оборудования из строя все быстровращающиеся элементы (муфта, электродвигатель и т.д.) защищены металлическими кожухами, а электропроводка и электродвигатель изолируются от попадания влаги специальными водонепроницаемыми чехлами.
Комплекс измерительной аппаратуры (рисунок 4.5) предназначен для получения информации о параметрах работы роторно-опорного узла, и позволяет определять радиальные перемещения и амплитуды колебаний (вихревого движения) вала, его частоту вращения, а также давление, температуру и расход смазочного материала на входе и сливе подшипников.
