Создание динамической модели ТГДУ для исследования деформаций деталей уплотнительного узла на переходных режимах

УДК 621.452.3

СОЗДАНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ТГДУ ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ДЕФОРМАЦИЙ

ДЕТАЛЕЙ УПЛОТНИТЕЛЬНОГО УЗЛА НА ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМАХ

А.С. Виноградов, А.С. Чалкин, М.Ю. Вавин, А.В. Иванов

В статье рассматриваются двухмассовая и трехмассовая динамические модели ТГДУ, позволяющие определять жесткость смазочного слоя, величину демпфирования и другие характеристики. Применение двухмассовой модели для расчета уплотнения нагнетателя 370-14-1 позволило исследовать изменение величины зазора в зависимости от жесткости, величины демпфирования и его изменения при осевых и угловых колебаниях. Данная модель может быть использована для определения динамических характеристик уплотнения на переходных режимах с учетом деформации

Ключевые слова: уплотнение, динамическая модель, характеристики

Дальнейшее повышение эффективности газотурбинных двигателей при одновременном снижении их массы, габаритов и стоимости неразрывно связано, в том числе, с необходимостью увеличения частоты вращения роторов. Однако с увеличением частоты вращения стремительно возрастает уровень вибрации роторов, что снижает их надежность. Даже кратковременные выходы их за допустимые пределы часто приводят к разрушению подшипников, потере работоспособности уплотнений, поломкам самих роторов и другим опасным авариям [2, 4].

К настоящему времени в ОАО «Газпром» накоплен достаточный опыт работы нагнетателей с электромагнитными подшипниками (ЭМП) и «сухими» газовыми уплотнениями на газоперекачивающих станциях магистральных газопроводов. Электромагнитный подшипник принципиально отличается от подшипников всех других типов из-за отсутствия механического контакта между движущейся и опорной частями, что обуславливает ряд его преимуществ:

- отсутствие изнашивания;

- высокие рабочие скорости;

- низкие уровни вибрации, трения и нагрева;

- управляемость характеристиками жесткости и демпфирования;

- возможность работы в вакууме, агрессивных и чистых средах, потоке жидкости;

- снижение трудоемкости и стоимости обслуживания;

- экологическая чистота..

Преимущества электромагнитных подшипников делают их пригодными для широкого применения от малых машин с массой ротора менее килограмма до тяжелых машин и механизмов с массой ротора в несколько тонн. Использование ЭМП в

Виноградов Александр Сергеевич - СГАУ, канд. техн. наук, доцент, тел. (846) 267-46-81

Чалкин Александр Сергеевич - СГАУ, аспирант, тел. (846) 267-46-81

Вавин Михаил Юрьевич - СГАУ, аспирант, тел. (846) 267-46-81

Иванов Андрей Владимирович - ВГТУ, канд. техн. наук, доцент, тел. (473) 234-64-18

газоперекачивающих агрегатах (ГПА) позволяет выполнить их «сухими», то есть без применения смазки в опорах ротора. Это существенно влияет на надежность ГПА. Такие машины, наряду с очевидными преимуществами, имеют определенные особенности, которые необходимо учитывать при их эксплуатации. Допустимый диапазон амплитуд вибраций ротора в электромагнитных подшипниках определяется возможностями используемых в ГПА торцовых газодинамических уплотнений (ТГДУ). Значительная часть повреждений в уплотнениях происходит в результате возникновения в них опасной вибрации. Поэтому очень важно иметь представление о том, как ведет себя уплотнение при переходе с режима на режим двигателя. Поскольку, при изменении режима параметры двигателя существенно меняются, возникновение опасных колебаний в уплотнении могут привести к непредсказуемым последствиям, вплоть до разрушения.

В настоящее время известно несколько моделей ТГДУ. Анализ существующих и перспективных конструкций ТГДУ показал, что наиболее корректной является динамическая модель, представленная на рис. 1. Она состоит из 3-х масс. Прижим (Мпр) установлен в корпусе турбомашины и поджимается к невращающемуся кольцу (Мк) набором пружин жесткостью Суэ. Массы пружин могут быть учтены в модели добавлением к массе прижима 1/3 массы пружин. Вторичное уплотнение, установленное между невращающимся кольцом и прижимом, представляется элементом, обладающим жесткостью (С1), демпфированием (Ь1) и сухим трением (Я1). Между невращающимся кольцом (Мк) и вращающейся втулкой (Мвт) находится безынерционная упруго-вязкая подвеска (рабочий слой, Сдин). Между вращающейся втулкой (Мвт) и торцом ротора находится вторичное уплотнение, которое представляется элементом, обладающим жесткостью (С0), демпфированием (Ь0) и сухим трением (Я0). К ротору втулка прижимается в осевом направлении неуравновешенной силой Б0 и имеет ограничитель перемещений в виде зазора 5. На вал втулка монтируется либо на гофрированный демпфер, либо на резиновое кольцо. Взаимное осевое перемещение в этом элементе моделируется сухим трением (Я2). Торец ротора передает воздействие

на ТГДУ, имеющее осевую и угловую составляющие колебаний с амплитудами 70,а0. Втулка и кольцо могут дополнительно иметь изгибные составляющие колебаний 9. Изгибные колебания кольца будут компенсироваться упругими деформациями вторичного уплотнения, поэтому на прижим они передаваться не будут.

В торцовом уплотнении возможны три вида колебаний: осевые, угловые и изгибные. Колебания невращающегося кольца описываются системой уравнений движения:

mZ2 + Pz + Wz

0

Ia2 + Ma+ La - 0

Ip&2 + M0 + Le

0

где т, I, 1Р - масса и моменты инерции кольца; 72, а2 , 92 - осевое, угловое, изгибное перемещение

кольца уплотнения; Р7, Ма, М9 - осевая сила и гидродинамические моменты, действующие на кольцо со стороны газового слоя; Wz, Ь7, Ь9 - сила и моменты, действующие на кольцо извне [3].

Су,

kVWN

Cl Rx

АЛА—т

\NV

Со Rq

ЛАД—у

Рис. 1. Трехмассовая динамическая модель ТГДУ

В общем случае при исследовании динамики ТГДУ необходимо рассматривать одновременно все три уравнения системы. В случае, когда втулка изготовлена из твердого сплава, ее изгибом можно пренебречь. Проведенный анализ по методике, изложенной в работе [1], показал, что для частот вращения, характерных для существующих ГПА, кинематического отрыва втулок от торца ротора не произойдет. Поэтому для практических случаев достаточно рассмотрения ТГДУ в виде двухмассовой модели с параметрами, изображенными на рис. 2. В литературе анализ такой модели с рассматриваемыми перемещениями отсутствует.

z,.a,

Z 3(0.2,02 ZUa!

/wv\

Мпр -[^------------------ мк —[Н

Л/W-y

с

Рис.2. Двухмассовая динамическая модель ТГДУ

Анализ величин перекрестных коэффициентов жесткости и демпфирования [1] показал, что в рассматриваемой двухмассовой модели (рис. 2) на

практике могут быть реализованы следующие виды колебаний: осевые колебания 71^^2^- 73; угловые колебания а1^а2^ а3; совместные осевые и угловые колебания 71^^2,92^- 73.

б)

Рис. 3. Зависимость изменения величины зазора от частоты при различных величинах жесткости (а) и коэффициента демпфирования (б) воздушного слоя

На основании динамической модели ТГДУ (рис. 2) была создана трехмерная модель в программном комплексе ADAMS. С ее помощью было исследовано изменение величины зазора при различных частотах и при различных амплитудах. Созданная модель позволяет также анализировать взаимное влияние жесткости смазочного слоя, коэффициента демпфирования на величину уплотнительного зазора (рис. 3).

В частности, было показано, что с увеличением жесткости величина зазора уменьшается. Влияние жесткости начинает заметно сказываться на частотах свыше 200 Гц. Проведенные исследования показали, что чем больше величина демпфирования, тем меньше величина зазора. Демпфирование начинает влиять с частот свыше 500 Гц.

Ротор двигателя имеет возможность совершать колебания не только вдоль оси (в связи с зазорами в подшипнике), но и угловые колебания за счет прогиба под действием различных факторов (рис.4).

а)

б)

Рис. 4. Изменение величины зазора при линейных и угловых колебаниях с частотами: а) 100 Гц; б) 200 Гц

Проведенные исследования динамических характеристик ТГДУ позволили сформулировать следующие основные выводы:

1. Наиболее корректной моделью для исследования динамики ТГДУ является трехмассовая модель, позволяющая учесть все характерные особенности данного типа уплотнения, а также осевые и угловые колебания системы. Но для практического рассмотрения достаточно использовать двухмассовую модель.

2. Увеличение частоты вращения приводит к значительным имениям уплотнительного зазора от ± 10% при 100 Гц, до ± 100% при 1000 Гц.

3. С увеличением жесткости величина зазора

уменьшается. Влияние жесткости начинает заметно сказываться на частотах свыше 200 Гц. Это особенно важно для обеспечения гарантированного зазора в уплотнении. Также было показано, что для рассматриваемого уплотнения демпфирование начинает влиять на частотах больших 500 Гц.

4. Предложенная модель позволяет объединить ее с другими моделями, определяющими напряженно-деформированное состояние. Ее применение для расчетов делает возможным анимационное представление анимационных процессов в ТГДУ, жизненно важных с точки зрения обеспечения заданного ресурса.

В дальнейшей работе по данному направлению планируется провести ряд исследований ТБКУ на переходных режимах с учетом теплового состояния частей двигателя (как статорных, так и роторных), оценить влияние характеристик уплотнения на КПД двигателя и удельные параметры, а также создать анимационную математическую модель поведения уплотнения при переходе с режима на режим.

Литература

1. Фалалеев С.В., Чегодаев Д.Е. Торцовые бесконтактные уплотнения двигателей летательных аппаратов. Учебное пособие. М.: Изд-во МАИ, 1998. 276 с.

2. Белоусов А.И., Зрелов В.А. Конструкция и проектирование уплотнений вращающихся валов турбомашин двигателей летательных аппаратов. Учебное пособие. Куйбышев: КуАИ, 1989. 104с.

3. Фалалеев С.В., Седов В.В. Динамические характеристики торцового газодинамического уплотнения в газоперекачивающем агрегате с магнитным подвесом. Газотурбинные технологии, 2009 № 3. 4с.

4. Никифоров А.Н. Проблемы колебаний и динамической устойчивости быстровращающихся роторов. М.: Вестник научно-технического развития, № 3 (31), 2010. 20 с.

Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва

Воронежский государственный технический университет

DYNAMIC MODEL CREATING FOR THE DEFORMATION RESEARCHING IN THE SEAL

UNIT DETAILS AT THE TRANSIENT MODES

A.S. Vinogradov, A.S. Chalkin, M.Yu. Vavin, A.V. Ivanov

The article offers two-mass and three-mass dynamic models of face gasodynamic seal which allow t define the lubricating layer stiffness, the damping value and other characteristics. Application of two-mass model to calculate the seal for 37014-1 pump unit allowed to investigate the gap changing, depending from the stiffness, damping values and changes under the axial and angular vibrations.This model can be used to determine the seal dynamic characteristics at the transient regimes with deformations

Key words: seal, dynamic model, characteristics