ОПОРА РОТОРА ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ

Полезная модель относится к газотурбостроению, а именно к опорам с подшипниками скольжения, оснащенными устройствами для подачи масла в подшипник и может быть использована в конструкциях опор высокооборотных роторов двухвальных газотурбинных двигателей (ГТД) с межроторным подшипником.
Известен подшипник скольжения, содержащий корпус и размещенный в нем антифрикционный вкладыш в виде втулки, охватывающей вал. Антифрикционный вкладыш выполнен из монолитного материала или сплава, например, бронзы, баббита и т.п.
(см., «Иосилевич Г.Б. и др. «Прикладная механика». Для студентов втузов, Москва, «Машиностроение», 1985 г., стр. 437.
В результате анализа выполнения данного подшипника необходимо отметить, что он применим только для тихоходных машин, где окружные скорости в зоне контакта поверхностей скольжения незначительны. При более высоких скоростях скольжения наблюдается интенсивный износ вкладыша в зоне трения пары вкладыш-вал, что существенно снижает срок эксплуатации подшипника.
Для уменьшения износа антифрикционных вкладышей, их выполняют из металлокерамики (например, из бронзографита или железографита).
Металлокерамика представляет спеченный пористый материал, пористостью 15-35%. Наличие пор в данном вкладыше позволяет запасать в нем смазочный материал, поступающий при работе подшипника к контактирующим поверхностям пары трения вал-вкладыш и снижающий интенсивность износа.
(см. «Справочник машиностроителя». В 6-ти т., Т. 4, Кн. 1. Под ред. Н.С. Ачеркана, Изд. 3-е, испр. и дополн., Москва «Машгиз», 1962», стр. 317).
Данное устройство позволяет уменьшить износ вкладыша при высоких скоростях скольжения за счет уменьшения коэффициента трения в зоне контакта пары вал-вкладыш.
Однако, как показала практика, количество смазочного материала, поступающего из пор вкладыша в зону его контакта с валом, как правило, недостаточно, что не позволяет создать достаточные гидродинамические силы в клиновом зазоре пары вкладыш-вал для существенного уменьшения трения. Кроме того, наличие большого количества пор снижает несущую способность вкладыша.
Известна межроторная опора ГТД, содержащая подшипник скольжения, внутреннее кольцо которого зафиксировано на наружной поверхности внутреннего вала ротора низкого давления, а контактирующее с ним внешнее кольцо зафиксировано на внутренней поверхности внешнего вала ротора высокого давления. Внешнее кольцо подшипника смонтировано на валу ротора высокого давления посредством шарнира, выполненного в виде кольца из жаропрочной стали, внешняя поверхность которого представляет собой полусферу, взаимодействующую с внутренней сферической поверхностью вала ротора высокого давления.
Межроторная опора оснащена системой смазки пары трения, которая содержит устройство подвода смазки, выполненное в виде сообщающихся центральных каналов, расположенных соответственно в теле вала ротора низкого давления и во внутреннем кольце, и кольцевую полость, образованную с двух сторон относительно колец подшипника скольжения.
При вращении вала ротора низкого давления и вала ротора высокого давления во вращение вовлекается внутреннее кольцо и наружное кольцо подшипника скольжения, образующие пару трения. Через каналы в зазор пары трения подается жидкая смазка, обеспечивающая жидкостное трение между кольцами, смазка скапливается в полости, из которой удаляется под действием центробежных сил. При контакте колец, в результате трения последние нагреваются, поэтому смазка одновременно выполняет функцию охлаждающей жидкости.
(см. патент РФ №2647021, кл. F02C 7/06, 2018 г.) - наиболее близкий аналог.
В результате анализа известного решения необходимо отметить, что применение для внутреннего кольца композиционного материала на основе дисперсно-упрочненного реакционно-спеченного карбонитрида кремния, закрепленного на валу ротора низкого давления и для внешнего кольца металлокерамоматричного материала на основе нитрида титана при определенном соотношении компонентов, связанным с наружным кольцом повышает износостойкость подшипниковой опоры, уменьшает коэффициент трения, а, следовательно, энергетические потери. Использование шарнирного элемента позволяет компенсировать возникающие изгибающие моменты в опоре при перекосах валов ГТД и обеспечить гарантированный зазор в зоне пары трения.
Однако при данной схеме подачи масла в подшипник оно совершает вращение со скоростью вала низкого давления и гидродинамические силы, возникающие в зазоре между кольцами, незначительны и несущая способность подшипника невысока.
Кроме того, конструкция данной опоры не обеспечивает компенсации осевых температурных деформаций валов, что является существенным недостатком для межроторных подшипников опор роторов ГТД при осевом перемещении внутреннего вала относительно внешнего вала при их неравномерном удлиннении за счет разных температур нагрева и коэффициентов температурного расширения материалов внешнего и внутреннего вала.
Техническим результатом настоящей полезной модели является повышение несущей способности подшипника и срока эксплуатации опоры ротора ГТД за счет обеспечения оптимальных условий работы ее подшипника скольжения, а также за счет компенсации угловых перемещений и осевых деформаций, действующих на опору в процессе эксплуатации ГТД.
Указанный технический результат обеспечивается тем, что в опоре ротора газотурбинного двигателя, включающей подшипник скольжения, содержащий внутреннее и внешнее кольца, смонтированный между внутренним и внешним валами ротора, внутреннее кольцо подшипника установлено на наружной поверхности внутреннего вала, который выполнен полым, во внутреннем валу и в установленном на нем внутреннем кольце подшипника выполнены сообщающиеся радиальные каналы для подвода масла в зазор между внутренним и внешним кольцами подшипника, новым является то, что опора оснащена кольцевой обоймой и втулкой, закрепленной на внутренней поверхности внешнего вала, кольцевая обойма шарнирно установлена на внутренней поверхности втулки, а внешнее кольцо подшипника смонтировано на внутренней поверхности кольцевой обоймы, на внешней поверхности внутреннего кольца выполнены карманы, имеющие форму клина, а каналы для подвода масла оснащены выходными соплами, образованными в перемычке между стенками кармана и радиального канала и предназначенными для подачи масла в полость карманов и в зазор между внутренним и внешним кольцами подшипника.
Новизна заявленного решения заключается в том, что подача масла в зазор между кольцами подшипника осуществляется через сопла в радиальных каналах внутреннего кольца подшипника под давлением за счет центробежных сил масляного столба. В результате гидродинамические силы в клиновом зазоре между кольцами подшипника существенно увеличиваются и, следовательно, увеличивается несущая способность подшипника скольжения, а наличие зазора между кольцами подшипника и их независимое друг от друга крепление, обеспечивает компенсацию температурных деформаций валов без снижения рабочих характеристик опоры.
Сущность полезной модели поясняется графическими материалами, на которых:
- на фиг. 1 - опора ротора ГТД, осевой разрез;
- на фиг. 2 - разрез А-А по фиг. 1.
Опора ротора ГТД представляет собой полый внутренний вал 1 ротора, размещенный в полости внешнего вала 2 ротора, а между валами 1 и 2 установлены подшипник скольжения, кольцевая обойма 7 и втулка 5, закрепленная на внутренней поверхности внешнего вала 2. Подшипник скольжения состоит из внутреннего кольца 3, закрепленного на наружной поверхности внутреннего вала 1 и внешнего кольца 4, закрепленного на внутренней поверхности кольцевой обоймы 7.
Внутреннее кольцо 3 имеет ширину "В" и высоту (толщину) "h".
Внешнее кольцо 4 имеет ширину "L". Толщина стенки внутреннего вала 1 обозначена символом "t".
Между внешним 4 и внутренним 3 кольцами подшипника скольжения имеется зазор Δ, куда подается масло и образуется пара скольжения.
Кольцевая обойма 7, имеет по центру наружной поверхности кольцевой выступ радиусной формы, размещенный в радиусной кольцевой проточке, выполненной во внутренней поверхности втулки 5.
Такое соединение кольцевой обоймы 7 и втулки 5 образует шарнир, что обеспечивает компенсацию перекоса валов 1 и 2 в процессе работы ГТД.
Реализация неравномерных осевых перемещений пары колец скольжения может осуществляться за счет зазора между ними. Однако в этом случае ширина внешнего кольца должна иметь большие размеры, чем внутреннего (на 2÷4 мм) для обеспечения постоянной рабочей ширины клинового зазора.
Втулку 5 наиболее целесообразно выполнять разрезной из двух частей в окружном направлении, стыкуемых при сборке.
Для нормальной работы образованного шарнира радиус кольцевой проточки втулки 5 должен быть больше сопрягаемого с ней радиуса кольцевого выступа обоймы 7 на 0.1÷0.4 мм, а посадка между ними должна быть свободной.
В результате образованный шарнир обеспечивает компенсацию угловых перемещений внешнего вала 2 относительно внутреннего вала 1. Для компенсации угловых перемещений между внутренней поверхностью втулки 5 и наружной поверхностью кольцевой обоймы 7 предусмотрен зазор "а" порядка 0.5÷1.0 мм.
От перемещения в осевом направлении кольцо 3 и втулка 5 зафиксированы посредством стопорных элементов (например, стопорных колец) 8, закрепленных на внутреннем 1 и внешнем 2 валах.
Во внутреннем валу 1 и в кольце 3 выполнены сообщающиеся друг с другом радиальные каналы "М" и К", которые не доходит до наружной поверхности внутреннего кольца 3. С одной стороны каналы сообщены с кольцевой канавкой 6, выполненной на внутренней поверхности внутреннего вала 1, а с другой стороны каждый канал имеет выходное сопло 10, которое сообщено со своим выполненным на наружной образующей поверхности внутреннего кольца 3 карманом 9.
Расстояние от внешней поверхности внутреннего вала 1 до сопла 10 обозначено символом "q".
Каждый карман 9 имеет длину "с", ширину 2-4 мм, причем глубина кармана по его длине постепенно увеличивается по направлению к соплу 10. Нетрудно заметить, что карман имеет форму клина, к торцевой стенке которого подведено сопло 10.
Между периферийной поверхностью кармана 9 и стенкой канала "М" и К", образована перемычка, толщина которой составляет 2÷4 мм и в которой, собственно, выполнено сопло 10. Сопло 10 предназначено для выхода потоков масла со скоростью, определяемой давлением масла в канале на уровне сопла 10.
Опора ротора ГТД работает следующим образом.
Из уровня техники известно, что при движении потока масла с определенной скоростью между двух пластин при сужении зазора между ними 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).
В процессе работы ГТД его внутренний вал 1 приводится во вращение, следовательно, приводится во вращение и закрепленное на нем внутреннее кольцо 3 подшипника. Масло от масляной системы (не показана) ГТД подается в полость внутреннего вала 1, в его кольцевой коллектор 6 и через сообщающиеся каналы "М" и "К" внутреннего вала 1 и внутреннего кольца 3 поступает к соплам 10, которые совершают движение вращения со скоростью ω вместе с валом 1. В результате масло под давлением в канале "К" на уровне выходного сопла, со скоростью V поступает в полость кармана 9. Потоки масла при этом имеют окружную скорость относительно внутреннего кольца 3, равную скорости истечения масла из сопел 10, при этом внутреннее кольцо 3 и кольцо 4 образуют пару скольжения, а имеющийся между ними коаксиальный зазор заполняется маслом. При смещении колец 3 и 4 пары скольжения, под действием радиальных сил, зазор в направлении действия радиальной силы ротора, находящегося на внешнем валу, уменьшается и формируется клиновой зазор.
При набегании внешнего кольца 4 на внутреннее кольцо 3 в клиновом зазоре создается гидродинамическое давление (сила), которое поддерживает ротор на масляной подкладке без контакта трущихся элементов (см. Назаренко Ю.Б. Гидродинамика подшипников газотурбинных двигателей: монография//Москва. 2017. С. 60-62).
Количество сопел 10 и карманов 9 во внутреннем кольце 3 может быть различным, но не менее 4 и, в принципе, чем больше их будет, тем более эффективно происходит подача масла и гидродинамическое давление в клиновом зазоре между внешним кольцом 4 и внутренним кольцом 3 будет максимальным. Кольцо 3 между каналами "К" образует один сегмент и количество их будет равно количеству каналов (сопел).
Скорость истечения масла через сопло (в нашем случае - через сопло 10) для несжимаемой жидкости и при площади сечения масляного канала в коллекторе намного превышающего площадь сопла, определяется из зависимости Бернулли (см. Л.Д. Ландау, Е.М. Лифшиц. Гидродинамика, Наука, 24 с.):
,
2
3
где: Р - давление масла в канале "К" на уровне выходного сопла, Н/м; ρ - плотность масла, кг/м.
Центробежная сила столба масла в каналах "К" и "М" определяется расстоянием "q" и толщиной "t" внутреннего вала 1 и составляет (см. Марчуков Е.Ю., Назаренко Ю.Б. Гидродинамика межроторных подшипников скольжения при разных схемах подачи масла//Двигатель. -М. -2018, №1. -С.4):
,
C
C
B
В
1
2
-1
3
где: m - масса столба масла, m=(q+t)⋅S⋅ρ; R - радиус центра масс столба масла, R=R+(q+t)/2; S - площадь сечения каналов "М" и "К", м: R - внутренний радиус внутреннего вала, м; t - толщина внутреннего вала, м; q - радиальное расстояние от внешней поверхности внутреннего вала до выходного сопла, м; ω - круговая скорость вращения внутреннего вала с; ρ - плотность масла, кг/м.
Давление масла в канале "К" на уровне выходного сопла определяется центробежной силой столба масла, сечением канала коллектора и оно равно:
,
Ц
1
В
-1
2
3
где: F - центробежная сила столба масла в каналах "М" и "К", Н; ω - круговая скорость вращения внутреннего вала с; S - площадь сечения каналов "М" и "К", м; R - внутренний радиус внутреннего вала, м; t - толщина внутреннего вала, м; q - радиальное расстояние от внешней поверхности внутреннего вала до выходного сопла, м; ρ - плотность масла, кг/м.
Гидродинамические силы в клиновом зазоре при скоростной подаче масла из сопел намного превышают силы при отсутствии движения масла относительно внутреннего кольца 3 и набегания внешнего кольца 4, а результирующее давление определяет их суммой (см. Марчуков Е.Ю., Назаренко Ю.Б. Гидродинамика межроторных подшипников скольжения при разных схемах подачи масла//Двигатель. -М. -2018, №1. -С. 4).
1
2
-1
-1
2
Оценим влияние на гидродинамические силы в клиновом зазоре скоростной подачи масла. Пример расчета проведем на моделе межроторного подшипника скольжения с внешним радиусом внутреннего кольца пары скольжения R=67 мм. Окружная скорость набегания внешнего кольца пары скольжения при угловой скорости ротора низкого давления (внутренний вал) ω=1068 с и ротора высокого давления (внешний вал) ω=1393 с составит V=21,8 м/с, μ - динамическая вязкость масла при температуре 100°С, μ=0,0027Нс/м. При шести сегментах внутреннего кольца окружная длина одного сегмента за вычетом длины желоба 10 мм составит 60 мм.
Принимаем для расчета две пластины, имитирующие один сегмент подшипника скольжения при протекании между ними масла. Скорость набегания верхней пластины принимаем 21,8 м/с, длину каждой пластины 60 мм, при зазоре на входе 50 мкм и на выходе 10 мкм и угле наклона между ними β=0,00066 рад.
При набегании верхней пластины относительно нижней и на жидкость в зазоре, давление в середине пластин при отсутствии утечек масла с торцов пластин определим из выражения (см. Иванов М.Н. Детали машин, "Высшая школа", 1991, 314 с).
,
1
2
ср
2
где h - начальная величина зазора 50 мкм; h - зазор на выходе, 10 мкм; h - зазор в середине пластины 30 мкм; V - скорость набегания верхней пластины V=21,8 м/с; μ - динамическая вязкость масла при температуре 100°С, μ=0,0027Нс/м; β - угол наклона между пластинами, β=0,00066рад.
Определим гидродинамическое давление при скоростном потоке масла на входе неподвижных пластинах.
В
При внутреннем радиусе вала R=47 мм, высоте внутреннего кольца h=12 мм, значении параметра q=10 мм и толщине вала t=8 мм давление масла в жиклере на уровне выходного сопла будет равно:
,
1
В
-1
3
где: ω - круговая скорость вращения внутреннего вала, 1068 с; R - внутренний радиус внутреннего вала, 47 мм; t - толщина внутреннего вала, 8 мм; q - радиальное расстояние от внешней поверхности внутреннего вала до выходного сопла, 10 мм; ρ - плотность масла, 800 кг/м.
Скорость истечения масла через сопло (10) составит
При движении потока масла между пластинами, гидродинамическое давление в середине пластин при отсутствии утечек масла с торцов пластин определим из выражения (см. Назаренко Ю.Б Гидродинамика подшипников газотурбинных двигателей: монография//Москва. 2017. С. 26).
,
1
ср
П
2
где h - начальная величина зазора 50 мкм; h - зазор в середине пластины 30 мкм; μ - динамическая вязкость масла при температуре 100°С, μ=0,0027Нс/м; β - угол наклона между пластинами, β=0,00066 рад; V - скорость потока масла на входе в клиновой зазор, 47,4 м/с.
Сближение втулок шириной 50 мм при перекосе валов до 10 мин на торцах составит 0.145 мм. Принятый зазор между кольцами 0.5÷1 мм гарантировано обеспечит работу шарнира без закусывания втулок.
Скоростная подача масла в клиновом зазоре между пластинами увеличивает гидродинамические силы более чем в 10 раз, что значительно повышает несущую способность подшипника и увеличивает срок его эксплуатации за счет исключения непосредственного контакта поверхностей внутреннего 3 и внешнего 4 колец.
В процессе работы ГТД температуры нагрева внутреннего вала 1 и внешнего вала 2 будут разными. За счет разных температур нагрева и коэффициентов температурного расширения материалов внешнего и внутреннего вала температурные деформации (удлинения) валов будут разными. Как правило, внешний вал 2, особенно на задней опоре, где находится камера сгорания ГТД, имеет наибольшую температуру. В этом случае удлинение внешнего вала 2, а, следовательно, его осевое перемещение вместе с втулкой 5, кольцевой обоймой 7 и внешним кольцом 4 будет больше, чем внутреннего кольца 3, установленного на внутреннем валу 1.
Относительное смещение колец 3 и 4 обеспечивается за счет наличия зазора между ними. Поэтому ширина кольца 4 всегда больше ширины кольца 3 примерно на 2-4 мм, то есть, L>B. Возможность компенсации температурных деформаций валов позволяет увеличить срок эксплуатации опоры.