ОПОРА РОТОРА ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ

Полезная модель относится к области машиностроения и может быть использована в конструкциях опор роторов авиационных газотурбинных двигателей (ГТД).
Из опыта эксплуатации известно, что в процессе работы ГТД на их ротора действуют осевые силы, обусловленные газодинамическими силами, а именно, на ротор компрессора действуют осевая сила (Fк), направленная по полету, и осевая сила турбины (Fт), направленная против полета.
Действующая на опоры роторов их осевая сила (иногда ее значение весьма велико) ограничивает ресурс упорных подшипников опор роторов.
Решение этой проблемы за счет создания надежно работающего в условиях значительных нагрузок упорного подшипника представляет большие трудности, особенно это характерно для роторов, работающих на больших частотах вращения. Это связано с большими центробежными силами, действующими на тела качения, что ограничивают применение подшипников с большими габаритами и более высокой грузоподъемностью.
Для решения проблемы повышения ресурса работы подшипниковых опор роторов ГТД, обусловленной действием на них осевых сил, используется в настоящее время довольно широкий спектр решений.
Одним из направлений уменьшения действующей на подшипник опоры ротора осевой силы является соединение валов ротора компрессора и турбины между собой, а, так как осевые силы, действующие на них, направлены в противоположные стороны, то они частично компенсируют друг друга. Результирующая осевая сила (Fp), как правило, направленная по полету, воспринимается упорным подшипником одного из роторов, в качестве которого используют обычно радиальный-упорный шариковый подшипник.
Другим направлением уменьшения действующей на подшипник опоры ротора осевой силы является подведение к передней торцевой стенке ротора осевого компрессора сжатого воздуха от последней или одной из последних его ступеней, а также задний торец компрессора с помощью уплотнения изолируют от воздуха, сжатого в компрессоре и к этому торцу подводят атмосферное давление, вследствие чего создается сила, действующая на передний торец ротора, направленная против полета и уменьшается сила по полету, действующая на задний торец ротора. Это приводит к уменьшению действия осевой силы на радиально-упорный подшипник и увеличению ресурса двигателя (см. Скубачевский Г.С. «Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей», М.: «Машиностроение», 1973, 36 с.).
В результате анализа известного решения необходимо отметить, что отбор воздуха из проточного тракта компрессора ведет к снижению его КПД. Кроме этого, уменьшение осевой силы на задний торец компрессора, направленной по полету, уменьшает тягу ГТД и скоростные характеристики самолета.
Известно реализующее способ устройство регулирования осевых сил на радиально-упорном подшипнике ротора турбомашины, использование которого позволяет уменьшить воздействие осевой силы на радиально-упорный подшипник передней части составного ротора турбомашины путем перераспределения по заданному закону избыточной силы на радиально-упорный подшипник задней части ротора. Для этого ротор выполняют составным из передней и задней автономных частей. Каждая часть ротора установлена в статоре на радиально-упорном и радиальном подшипниках. Части ротора соединены друг с другом с возможностью относительного осевого перемещения. Наружные кольца подшипников размещены в статоре, а внутренние кольца закреплены на валах частей ротора. Для регулирования осевых сил в конструкции устройства предусмотрены тензокольца, связанные электрически с блоком управления. Тензокольца расположены между торцами наружных колец радиально-упорных подшипников обеих частей ротора и статором. Между тензокольцом радиально-упорного подшипника передней части ротора и статором дополнительно установлено упругое кольцо. Уравновешивание осевых сил ротора осуществляется силовым приводом со штоком, жестко соединенным с внутренним кольцом радиально-упорного подшипника задней части ротора (см. патент РФ №2474710, кл. F02C 7/00, 2011 г.).
Данное устройство позволяет разгружать и уравновешивать по заданному закону осевые силы, действующие на радиально-упорные подшипники задней и передней частей ротора. Однако, данное устройство регулирования осевых сил на радиально-упорный подшипник чрезвычайно сложно конструктивно, имеет значительную массу и габариты и применимо только для стендового варианта, что ограничивает область его использования.
Известна система управления осевой силой на упорном подшипнике ротора ГТД, содержащая электромагнитное устройство, обеспечивающее компенсацию осевой нагрузки на упорном подшипнике, блок управления этим устройством, а также датчик, измеряющий скорость вращения сепаратора упорного подшипника. В процессе работы системы контролируется значение скорости вращения сепаратора подшипника и, если отношение скорости вращения сепаратора к скорости вращения ротора турбины падает ниже установленной величины, то датчик выдает на блок управления соответствующий сигнал, по которому электромагнитное устройство создает определенную дополнительную нагрузку на упорном подшипнике (см. патент US №5735666, НКИ 415/34, 1998 г.).
В результате анализа известной системы необходимо отметить, что ее конструкция позволяет регулировать осевую силу на упорном подшипнике ротора и обеспечить результирующую нагрузку на него в пределах заданного диапазона. Использование системы позволяет отказаться от торцевых и радиальных уплотнений, применяемых при установке гидравлических и пневматических устройств. Однако реализация данной системы весьма сложна в монтаже и эксплуатации, наличие электромагнитного устройства, его привода, а также блока управления работой устройства существенно усложняют конструкцию системы и увеличивают вес двигателя. Весьма существенно и то, что при использовании в системе схемы измерения - по частоте вращения сепаратора - не учитывается проскальзывание тел качения в подшипнике опоры ротора и, как следствие, точность измерения частоты вращения сепаратора невысока, что не позволяет в полной мере компенсировать осевую силу, действующую на подшипник.
Известно автоматическое устройство уравновешивания осевых сил, действующих на опоры вала ротора в процессе работы ГТД, содержащее гидравлический демпфер, включающий источник давления жидкости (масла) и кольцевую камеру, подключенную к источнику. Корпус ГТД и его ротор сопряжены между собой через соосную ротору кольцевую камеру. Внутреннее кольцо подшипника установлено на роторе, а наружное кольцо расположено в корпусе ГТД. Устройство также содержит тензодатчик, установленный на наружном кольце подшипника, усилитель сигнала тензодатчика и управляющий элемент. Выход тензодатчика через усилитель сигнала и управляющий элемент подключен к источнику давления жидкости. При осевой нагрузке на подшипник выше заданной, с тензодатчика через усилитель и управляющий элемент подается сигнал на включение источника давления жидкости. Из источника жидкость под давлением подается в кольцевую камеру и создает на роторе противодействующую нагрузку, которая разгружает подшипник (см. патент US №4578018, кл. F01D 3/04, 1986 г.) - наиболее близкий аналог.
В результате анализа известного устройства необходимо отметить, что его использование обеспечивает за счет уравновешивания осевых сил увеличение ресурса подшипников опоры. Однако оснащение опоры ротора таким устройством чрезвычайно усложняет ее конструкцию, требует дополнительных маслонасосов а, кроме того, значительно увеличивает вес двигателя. Наличие контактирующей с неподвижным статором и с вращающимся ротором камеры требует наличия уплотнений, контактирующих с высокооборотными деталями двигателя, которые приводят к утечкам масла.
Техническим результатом настоящей полезной является существенное упрощение конструкции опоры за счет исключения при ее эксплуатации дополнительных источников энергии, устройств управления и исполнительных устройств, а также за счет отказа от использования уплотнений, контактирующих с высокооборотными деталями двигателя.
Указанный технический результат обеспечивается тем, что в опоре ротора газотурбинного двигателя, содержащей имеющий возможность связи со статором двигателя корпус, в котором наружным кольцом смонтирован подшипник качения, внутреннее кольцо которого предназначено для монтажа полого вала ротора, на котором размещены маслоподводящие элементы струйного типа, связанные гидравлическими каналами с полостью вала, новым является то, что вал смонтирован во внутреннем кольце подшипника посредством промежуточной втулки, промежуточная втулка и внутреннее кольцо подшипника с одного торца поджаты упругим элементом, а к другому торцу подшипника пристыковано кольцо, имеющее в зоне отверстия кольцевую отбортовку, внутренняя поверхность которой имеет коническую форму с расширением в сторону подшипника, коническая поверхность отбортовки, наружная поверхность вала и торец промежуточной втулки образуют осевую масляную полость, выход маслоподводящих элементов размещен в зоне осевой масляной полости, причем между обращенными друг к другу торцами кольца и внутреннего кольца подшипника образован радиальный кольцевой масляный зазор, ширина которого уменьшается от оси подшипника к периферии, соединенный переходной кольцевой канавкой, образованной между поверхностями промежуточной втулки и кольца с осевой масляной полостью.
Новизна заявленного решения, обеспечивающая получение указанного технического результата, заключается в том, что упрощение конструкции опоры осуществляется за счет незначительных усовершенствований ее штатной системы смазки подшипников, а именно, введение в конструкцию опоры промежуточной втулки и кольца с отбортовкой, наличие которых обуславливает образование гидродинамических сил радиального потока масла проходящего с определенной скоростью, которую он приобрел за счет центробежных сил при движении потока масла в окружном направлении на конической поверхности кольцевой отбортовки кольца, через сужающийся зазор между торцами кольца и внутреннего кольца подшипника. В результате этого гидродинамические силы передаются с одной стороны внутреннему кольцу подшипника против полета и разгружают радиально-упорный подшипник, а с другой стороны сила, действующая на кольцо, связанное через корпус подшипника со статором, передает осевую силу по направлению полета статору. Исходящая струя масла после прохождения зазора между кольцом и торцом внутреннего кольца подшипника (фиг. 1) попадает на широкий сепаратор, улавливающий масло (см. патент РФ №2038513, кл. F04D 29/04, 1995 г.) и направляется на торец подшипника для смазывания и охлаждения трущихся деталей. Таким образом, потоки масла, необходимые для создания гидродинамических осевых сил на опоре ротора, используются для смазывания и охлаждения подшипника, что повышает эффективность эксплуатации ГТД и не требует дополнительных устройств и энергетических затрат.
Сущность полезной модели поясняется графическими материалами, на которых:
на фиг. 1 - опора ротора ГТД, осевой разрез;
на фиг. 2 - узел С по фиг. 1;
на фиг. 3 - вид А по фиг. 1 (детали, поименованные позициями 7, 4, 10, сняты).
Опора ротора ГТД (фиг. 1) содержит подшипник с наружным кольцом 1, внутренним кольцом 2 и телами качения 3 (например, роликами), собранными в сепараторе 4.
Наружное кольцо 1 подшипника установлено в корпусе 5 опоры, а внутреннее кольцо 2 предназначено для монтажа полого вала 6 ротора.
В корпусе 5 закреплено пристыкованное к одному из торцов подшипника кольцо 7, имеющее выполненную в области отверстия отбортовку "J" кольцевой формы. Внутренняя поверхность отбортовки имеет форму конуса, расширяющегося по направлению «к подшипнику» под углом γ. У наружного торца отбортовки имеется кольцевой выступ (позицией не обозначен), частично перекрывающий отверстие и предназначенный для устранения утечки масла с внутренней конической поверхности отбортовки в противоположную сторону от подшипника.
Вал 6 ротора смонтирован во внутреннем кольце 2 подшипника посредством промежуточной втулки 8.
Со стороны подшипника, противоположной кольцу 7, к торцам внутреннего кольца 2 подшипника и втулки 8 поджат упругий элемент 9, например, в виде пружинистого кольца или упругой мембраны. Упругий элемент 9 поджат к торцам внутреннего кольца 2 подшипника и втулки 8 посредством установленного на валу 6 стопорного элемента 10, например, фиксирующей гайки.
Наружное кольцо 1 подшипника и кольцо 7 зафиксированы в корпусе 5 стопорными элементами 10.
Для подачи масла в подшипник используют установленные на валу 6 маслоподводящие элементы - масляный коллектор 11, например, струйного типа, оснащенный соплами (жиклерами) 14, связанными через каналы в коллекторе "К" и внутреннего вала "М" с кольцевой канавкой 12, куда поступает масло, подаваемое во внутреннюю полость вала 6. Количество сопел (жиклеров) может быть различным и зависит от необходимой равномерности подачи масла к подшипнику в окружном направлении и, в принципе, чем больше их будет, тем более равномерная происходит подача масла.
Выходные отверстия сопел (жиклеров) 14, находятся в зоне отбортовки кольца 7, расположены в одной плоскости, нормальной к оси подшипника и под углом к оси радиальных каналов "К" и "М" (предпочтительно под 90°). Внутренняя конусная поверхность отбортовки кольца 7, наружная поверхность вала 6 и торец втулки 8 образуют осевую масляную полость.
Между торцевой поверхностью кольца 7, обращенной к подшипнику и торцом кольца 2 подшипника образован радиальный кольцевой зазор "F", связанный посредством переходного криволинейного радиусом R канала "Р", образованного между втулкой 8 и кольцом 7, с осевой масляной полостью.
Так как гидродинамические силы возникают только в каналах при протекании жидкости между пластинами имеющих сужение, то радиальный кольцевой зазор "F", имеет переменное сечение, а именно, ширина его постепенно уменьшается (b>е) от оси подшипника по направлению к периферии. Обращенные друг к другу торцы кольца 7 и промежуточной втулки 8 выполнены закругленными и образуют переходную кольцевую канавку "Р", соединяющую кольцевую масляную полость с радиальным зазором.
На торцевой поверхности кольца 7, по периферии кольцевого зазора "F" выполнено несколько (например, три под углом 120° друг относительно друга) выступов "D", контактирующих с торцом кольца 2 подшипника. Наличие выступов "D" исключает возможность перекрытия зазора "F" из-за контакта друг с другом поверхностей кольца 7 и внутреннего кольца 2 подшипника, образующих зазор "F".
Опора ротора ГТД работает следующим образом.
В процессе работы ГТД его вал 6 приводится во вращение, следовательно, приводятся во вращение и скрепленная с ним втулка 8 и внутреннее кольцо 2 подшипника. Масло от масляной системы ГТД подается в полость вала 6, в кольцевую канавку 12 и через каналы в коллекторе "К" и внутреннего вала "М" поступает к жиклерам 14, которые совершают движение вращения со скоростью со вместе с валом 6, и, под давлением, со скоростью V направляется на коническую поверхность отбортовки "J". Потоки масла при этом имеют окружное направление и под действием центробежных сил и наклона конуса внутренней поверхности отбортовки получают направление «к подшипнику» вдоль его оси и формируются в единый поток, имеющий форму кольца в окружном направлении.
Из осевой масляной полости потоки масла, прижатые центробежными силами к кольцевой конусной поверхности отбортовки "J", направляются в переходный криволинейный канал "Р" радиусом R, изменяют направление на радиальное и попадают в радиальный зазор "F" (фиг. 2) между кольцом 7 и внутренним кольцом 2 подшипника. Для гарантированного попадания потока масла в криволинейный канал и устранения сопротивления при попадании масла на торец промежуточной втулки, желательно, чтобы входной зазор "а" имел размеры больше, чем выходной зазор "b" и не менее чем 1 мм, а для уменьшения сопротивления масляного потока при изменении направления желательно, чтобы радиус закругления был не менее R=2 мм.
Кроме этого сужение криволинейного канала должно обеспечить толщину масляного потока на выходе до величин порядка 0,005÷0,1 мм, необходимых для входа в радиальный щелевой канал "F" и возникновения достаточных гидродинамических сил. Чем меньше клиновой зазор между пластинами при протекании масла, тем больше гидродинамические силы (см. Иванов М.Н. "Детали машин", Москва, "Высшая школа", 1991, 315 с.).
При движении потока масла с определенной скоростью в радиальном направлении между двух пластин при сужении зазора будут возникать гидродинамические силы (См. Назаренко Ю.Б. Жидкостное трение в подшипниках и влияние гидродинамических сил на контактные напряжения тел качения // Двигатель. - М. - 2015, №2. - С. 10-11).
Гидродинамические силы при движении масляного потока в радиальном зазоре будут передаваться внутреннему кольцу 2 подшипника, жестко связанному посредством стопорного кольца 10 с валом 6, в направлении против полета, и будут уменьшать результирующую осевую силу, направленную по полету и действующую на радиально-упорный подшипник, расположенный на одной из опор ротора компрессора. Уменьшение осевой силы на радиально упорном подшипнике будет улучшать условия его работы и повышать ресурс. Но с другой стороны опора ротора с радиально-упорным подшипником будет передавать меньшую осевую силу статору двигателя, что уменьшает тяговые характеристики двигателя.
Однако, так как гидродинамическая сила в зазоре "F" действует на обе образующие его поверхности, точно такая же сила будет действовать и на кольцо 7, жестко связанное со статором и усилие будет передаваться на статор. Уменьшение осевой силы на передней опоре ротора будет компенсировано на задней опоре с роликовым подшипником. В результате тяга двигателя не изменится при уменьшении осевой силы на радиально-упорный подшипник.
В процессе работы ГТД вал 6 ротора и статор 5 имеют разные температуры и температурные удлинения их будут разными. Как правило, температура статора, особенно на задней опоре, где находится камера сгорания, имеет наибольшую температуру. В этом случае удлинение статора и осевое перемещение внешнего кольца 1 роликового подшипника будет больше, чем внутреннего 2, связанного с валом ротора.
Смещение внешнего кольца 1 и кольца 7 будет также перемещать внутреннее кольцо подшипника 2 совместно с втулкой 8, которое будет реализовываться за счет упругого элемента 9, имеющего возможность деформироваться и реализовывать осевое смещение.
Предлагаемая конструкция опоры позволяет уменьшать осевую силу на радиально-упорном подшипнике другой опоры ротора без изменения тяги двигателя, что, кроме проведенных экспериментов, подтверждается и проведенными расчетами по методике (см. патент РФ №159639, кл. F16C 19/22 и F02C 7/06, 2015 г.).
Работоспособность устройства проводилась на модели опоры, с имитацией подшипника с габаритными размерами 95×145×24 мм при высоте внутреннего кольца 6,5 мм. Внутренний радиус вала 6 равен Rв=32 мм, а его толщина t составляет 10 мм. Частота вращения вала равна n=10200 об/мин, а круговая скорость вращения вала составляет ω=1068 рад/с.
2
1
Толщина втулки 8 равна 5,5 мм. Ширина "В" линейного участка конической поверхности отбортовки кольца 7 составляет 40 мм при конусности γ=0,0375 рад. Наибольший радиус наклонной поверхности конусной части отбортовки кольца составляет R=48 мм, а наименьший - R=46,5 мм. Радиус закругления криволинейного канала R=2 мм.
На длине L=4,5 мм минимальная и максимальная величина радиального кольцевого зазора "F" составляет соответственно е=10 мкм и b=20 мкм.
Окружная скорость истечения масла из сопла (форсунок) складывается из окружной скорости вращения вала, на котором находится коллектор и скорости истечения масла из сопла.
Окружная скорость выходного сопла коллектора составляет
B
V=ω⋅(R+t+λ)=1068⋅(0,032+0,01+0,0035)=48,6 м/с,
где Rв - внутренний радиус вала,
Rв=0,032 м; t - толщина вала, t=0,01 м; λ - радиальное расстояние от внешней поверхности вала до выходного сопла λ=0,0035 м.
Для определения скорости истечения масла из сопла установим давление масла в коллекторе на уровне сопла.
Давление масла в жиклере на уровне выходного сопла определяется центробежной силой массы масла в каналах "К" и "М", а также высотой λ и толщиной вала t и оно равно
C
C
B
3
где m - масса столба масла, m=(λ+t)⋅S⋅ρ=0,0135⋅S⋅ρ; S - сечение каналов форсунки и вала; R - радиус центра масс столба масла, R=R+(λ+t)/2=0,03875 м; ρ - плотность масла, 800 кг/м.
Скорость истечения масла через форсунку для несжимаемой жидкости и при площади сечения масляного канала для подачи масла к подшипнику, намного превышающий площадь форсунки определяется из зависимости Бернулли
Результирующая скорость масляного потока в окружном направлении составит 83,2 м/с.
Скорость масляного потока на входе в зазор между роликом и внешним кольцом составит
2
2
где R - наибольший радиус наклонной поверхности конусной части отбортовки, R=0,048 м; В - осевая длина конической поверхности отбортовки, В=0,04 м.
При отсутствии движения двух пластин в радиальном направлении и движении только потока масла между пластинами, гидродинамическое давление в середине пластин в радиальном направлении определим из выражения
1
cp
-6
-6
2'
где h - начальная величина зазора 20⋅10 м; h - зазор в середине пластины 15⋅10 м; V - скорость потока масла, V=21 м/с; μ - динамическая вязкость масла при температуре 100°С, μ=0,0027 Нс/м; β - угол наклона пластин канала "F"; β=(b-е)/L=(0,02 -0,01)/4,5=0,0022 рад; L - длина радиального кольцевого зазора, L=4,5 мм; е - минимальном величина зазора канала, е=0,01 мм; b - максимальное величина зазора канала «F», b=0,02 мм;
2
При площади кольцевой поверхности каждой из контактирующих пластин, равной S=0,00146 м, уменьшение осевой силы на радиально-упорный подшипник составит
O
6
F=P⋅S=6⋅10⋅0,00146=8760H.
Конструктивно подшипниковая опора весьма проста, ее монтаж также несложен. Весьма важно, что предложенное конструктивное решение позволяет отказаться от торцевых и радиальных уплотнений, применяемых при регулировании осевых сил с использованием гидравлических и пневматических устройств,
Использование данного решения также позволяет увеличить ресурс подшипника опоры за счет уменьшения осевой силы, действующей на него, без изменения тяговых характеристик двигателя.