Исследование причин разрушения подшипниковой опоры шнекоцентробежной ступени комбинированного насосного агрегата

УДК 621.64

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРИЧИН РАЗРУШЕНИЯ ПОДШИПНИКОВОЕ ОПОРЫ ШНЕКОЦЕНТРОБЕЖНОЙ СТУПЕНИ КОМБИНИРОВАННОГО НАСОСНОГО АГРЕГАТА

© 2012 С. А. Гафуров, Л. В. Родионов, Е. В. Шахматов

Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва

Топливные насосы современных форсажных двигателей испытывают значительные вибрационные и пульсационные нагрузки. В этих условиях особые требования предъявляются к надёжности насосных агрегатов, входящих в их состав. В работе рассматривается одна из возможных причин поломки насосного агрегата -выход из строя подшипникового узла вследствие возникающей в нём кавитации. Для этого проведено СТЭ-моделирование течений в проточной части насосного агрегата с помощью коммерческого кода А№У8 СТХ.

Комбинированный насос, шнекоцентробежная ступень, радиально-упорный подшипник, численное моделирование, кавитация.

Для ряда комбинированных насосных агрегатов важной проблемой является ускоренный износ упорных подшипников шнекоцентробежной ступени (ПП 1C) в условиях эксплуатации. Среди основных причин, вызывающих данный износ, назывались следующие:

• гидродинамическая неустойчивость течения потока на входе в ПП 1C:

• наличие кавитационных явлений в проточной части насосного агрегата;

• попадание воздуха в питающий трубопровод топливной системы;

• кавитационные явления в подшипниковом узле.

Причины гидродинамической неустойчивости течения потока на входе в ПП 1C подробно рассмотрены в работах [1, 2]. Основной проблемой в данном случае является формирование вихревого жгута на входе в насосный агрегат. Изучению кавитационных явлений и их влиянию на работоспособность подшипникового узла посвящена работа [3]. Влияние попадания нерастворённого воздуха на рабочие характеристики ШЦС рассмотрены в работах [4, 5].

В последние годы развитие численных алгоритмов, так же как и компьютерных мощностей, способствовало развитию CFD кодов. Сегодня возможно использование CFD- кодов для достаточно точного описания сложного трёхмерного турбулентного потока внутри насоса при выполнении нестационарных численных расчётов. В работах Zhang [6] и Gonzalez [7,8] приведены

примеры нестационарных численных расчетов насосных агрегатов. Проблема обеспечения надёжности подшипникового узла является сложной и комплексной. Таким образом, для проектирования надёжных насосных агрегатов требуется детальное представление течения потока как в самом насосе, так и подшипниковом узле. В данной работе рассмотрено CFD моделирование течений рабочей жидкости в подшипниковом узле с целью выявления кавитационных явлений.

Численное моделирование было выполнено с помощью коммерческого кода ANSYS CFX. Данный решатель применяется для решения уравнения несжимаемого турбулентного потока и для решения трехмерных осреднённых уравнений Навье-Стокса. В данной работе условие турбулентной вязкости задавалось с помощью выражений Рейнольдса. Турбулентная вязкость определялась стандартной SST моделью турбулентности. Стенки описывались функцией стенки. Уравнения переноса дискретизированы с помощью метода конечных объёмов.

Ротор шнекоцентробежной ступени рассматриваемого насосного агрегата, а также его подшипниковый узел представлены на рис. 1.

В соответствии с разработанными CAD моделями насосного агрегата и подшипника геометрическая модель расчётной области подшипникового узла имеет вид, представленный на рис. 2.

а б

Рис. 1. Геометрические модели ротора ШЦС НД-25А

Рис. 2. Геометрические модели расчётной области подшипникового узла

Данная расчётная область учитывает все конструктивные особенности подшипника: винтовые канавки по внутренней поверхности, радиальные канавки на торцовой поверхности, каналы подвода топлива для смазки, радиальный зазор между наружным диаметром вала и диаметром посадочной поверхности подшипника, осевой зазор между торцом вала и подшипника. Исходя из программных ограничений сеточного генератора 1СЕМ СББ, радиальный зазор между наружным диаметром вала и диаметром посадочной поверхности подшипника и осевой зазор между торцом вала и подшипника приняты равными 0,5 мм. Увеличенные зазоры по сравнению с их номинальными значениями являются менее благоприятными условиями для проявления кавитации.

На рис. 3 представлены неструктурированные сеточные модели расчётной области подшипника.

Сеточные модели вращающейся и не-ващающейся частей расчётной области подшипникового узла для проведения стационарного расчёта соединяются при помощи интерфейса 1то2еп-го1:ог (части не меняют своего положения относительного друг друга).

Количество элементов вращающейся части составляет 241535 шт. Количество элементов невращающейся части расчётной области составляет 680233 шт. Для всех пристеночных зон используются призматические слои, позволяющие достаточно хорошо промоделировать пристеночные течения.

*4

Рис. 3. Сеточные модели не вращающейся (а) и вращающейся (б) частей расчётной области

Алгоритм расчёта толщины первой ячейки приведён ниже.

1. Определение числа Рейнольдса р-и-Б

Т,=\с,ри\

Яе =

И

4. Определение касательной к стенке в различных сечениях проточ- скорости.

нои части насоса:

р - плотность жидкости, кг/м3; и - осевая скорость, м/с;

И - характерный размер, м;

/и - динамическая вязкость, Пас.

2. Определение внутреннего трения в пограничном слое:

0,0078

(1) Яе4

3. Определение касательного напряжения на стенках:

= р

5. Исходя из заданного значения у из выражения

У, ='

иг

С,—

ЗиШНС УСЛОВИЙ “ ——________________

I с-к'иин н 1а л исковой иккпОСтн

определяется толщина первого слоя.

На рис. 4 дана иллюстрация задания граничных условий.

. Зияние условии полнела рабочей жнлкосгн дли -смаздн подшипника

.. Орп шц I &

__

_..Г

Г_. ЗШНЛ* у(лп«нн тсчсниа  р ПОПКТИ ЩХЛ1 ступеч»иц

". V V,

:

I г!! \

Тддлние

ус.топнз илдппда рабочей жилклсти *>т игнсеп черсч агпсрстия н ^стрпйсжпты кп.тесс

Рис. 4. Задание граничных условий

В условиях Opening 1-6 задаётся значение постоянного статического давления, которое равно статическому давлению за шнеком Ршн. В условии Opening 7 задаётся статическое давление, которое равно статическому давлению за центробежным колесом Рцбк. В условии Opening 8 также задаётся статическое давление, соответствующее давлению за центробежным колесом Рпол. По всем перечисленным поверхностям для всех переменных поставлено условие равномерного распределения. Для всех стенок задано граничное условие отсутствия проскальзывания.

На рис. 5 показаны области, для которых задавались условия вращения.

Р =

К

d%

dt2

3 (dR„

2 а

dt

ду жидкостью и паром; р г - плотность жидкости; ру - давление внутри газового пузырька; р - давление жидкости; 1 - время.

Одним из допущений проведенной серии расчётов является задание постоянным коэффициента поверхностного натяжения, ограничивающего рост газового пузырька. Условие равновесия газового пузырька в жидкости можно записать следующим образом:

2а

Рж~Рт=—^-

^о

где рж - давление жидкости, рвн - давление внутри пузырька воздуха, а - коэффициент поверхностного натяжения, Ко - радиус газового пузырька.

Влияние коэффициента поверхностного натяжения на скорость роста сферического кавитационного пузырька в вязкой жидкости показано на рис. 6.

Рабочая жидкость состоит из двух основных компонентов:

1. Керосин. Для керосина задана сжимаемость керосина путём задания переменной плотности с помощью выражения

А)

Б*1ралчгркы11 в^нтнхш фактор

Рис. 6. Влияние коэффициента поверхностного натяжения на скорость роста сферического кавитационного пузырька в вязкой жидкости

На рис. 6 относительный радиус пузырька К определяется из выражения

где р() - плотность керосина при 25°С;

Ро - атмосферное давление при 25°С;

Е - модуль упругости керосина, £=1230МПа;

2. Пары керосина. Расчёт изотермический, температура рабочей жидкости 25°С. Для задания условий взаимодействия компонентов рабочей жидкости задано условие возникновения кавитации. Для описания динамики пузырьков паров керосина использовалась классическая модель Рэлея-Плессета:

/2 г> ^

R=«-.

К,

где К - текущий радиус пузырька; безразмерный временной фактор 1 определяется по формуле

С - безразмерная вязкость жидкости, которая находится из зависимости

С =

4//

рЛ Р.Г где Кв - радиус парового пузырька; а - коэффициент поверхностного натяжения меж-

^Ар(р*п-рх) ’

где (.1 - динамическая вязкость.

Давление насыщенных паров керосина задано равным 4666 Па.

Рис. 5. Вращающиеся области

Граничные условия для проведения Временной шаг был задан равным

численного анализа приведены в табл. 1. 0,0001 с. Результаты численного моделиро-

вания показаны на рис. 7.

Таблица!. Граничные условия

Режим ІУ, об/мин Орепії^ 1-6, Ршн, атм Орепії^ 7, Рцбк, атм Орепії^ 8, Рпол, атм

1 1400 2,4 2,66 2,85

2 6220 3,7 11,5 4,47

3 7408 2,79 15,2 3,36

шдоШшпі > Мы _ а !+:*-всі

а б в

Рис. 7. Картина распределения паров керосина по поверхности подшипникового узла: а - режим 1; б - режим 2; в - режим 3

Проведенный численный анализ показал, что на повышенных режимах в подшипниковом узле существует достаточно развитая кавитация. Особенно сильно она выражена на внутренней кромке подшипника, а также на его торцевых поверхностях. Кавитация в данном случае может приводить к эрозионным размывам, что, в свою очередь, приводит к увеличению допускаемого осевого зазора между подшипником и ротором.

Отметим, что после испытаний рассматриваемого комбинированного насосного агрегата на поверхности подшипника наблюдались незначительные сколы, выкрашивания, а также кавитационные размывы по внутренней кромке (рис. 8).

Рис. 8. Разрушение подшипника. Режим 3

Таким образом, проведённый численный анализ подтверждает кавитационный характер сколов и выкрашиваний на поверхности подшипника. В дальнейшем планируется проведение серии нестационарных расчётов, а также расчётов с уточненными параметрами уравнения (6). Также планируется проведение серии расчётов с переменным коэффициентом поверхностного натяжения.

Работа выполнена при финансовой поддержке Правительства Российской Федерации (Минобрнауки) на основании Постановления Правительства РФ №218 от 09.04.2010.

Библиографический список

1. Шапиро, А.С. Структура реального течения в центробежных и осевых насосах [Текст] / А.С. Шапиро. - М.: МГИУ, 2004. -280 с.

2. Снижение динамической нагруженно-сти комбинированного насосного агрегата [Текст] / С.А. Гафуров, Л.В. Родионов, А.Н. Крючков [и др.] // Насосы. Турбины. Системы-2012. - №2 (3). - С. 26-33.

3. Гидродинамика и виброакустика комбинированных насосных агрегатов [Текст] / М.С. Гаспаров, А.Н. Крючков, Е.В. Шахма-

іцкдл' АвЬ'-й РіШкні -.Лі

Ш 9 . Ба#4»1

і

їзрдо 'ЛІітя Рт-.-Ілп

щ Э.ЗД1е-001 7.45вв-001 В 4 971ЫЮ1

10№41Э

тов [и др.] - Самара: Самар, гос. аэрокосм, ун-т, 2006.-С. 17-21.

4. Исследование влияния подачи воздуха во всасывающую магистраль центробежного насоса на его виброакустические характеристики [Текст] / А.А. Иголкин, А.Н. Крючков, А.Б. Прокофьев [и др.] // Вестн. СГАУ -2002. -№1,-С. 78-83.

5. Исследование влияния нерастворенного воздуха в рабочей жидкости на нагруженное состояние комбинированного насосного агрегата [Текст] / С.А. Гафуров, В.И. Перми-нов, Л.В. Родионов [и др.] // Вестн. СНЦ РАН, 2012. - Т. 14. - №4. - С. 248-253.

6. Zhang, M. Numerical Analysis of Unsteady Hydrodynamic forces on a Diffuser Pump Impeller due to Rotor-Stator Interaction [Text] / M. Zhang, H. Wang, H. Tsukamoto // ASME, 2002 - Paper FEDSM2002-31181.

7. Numerical Simulation of the Dynamic Effects Due to Impeller-Volute Interaction in a Centrifugal Pump [Text] / J. Gonza lez, J. Fer-na'ndez, E. Blanco [et al.] C. Santolaria // ASME J. Fluids Eng., 124, 2002 - P. 348-355.

8. Unsteady Flow Structure on a Centrifugal Pump: Experimental and Numerical Approaches [Text] / J. Gonza lez, C. Santolaria, E. Blanco [et al.] // ASME, 2002. - Paper FEDSM2002-31182.

INVESTIGATION OF THE CAUSES OF THE AUGER-CENTRIFUGAL PUMP BEARING

DESTRUCTION

© 2012 S. A. Gafurov, L. V. Rodionov, E. V. Shahmatov

Samara State Aerospace University named after academician S.P. Korolyov

Modern fuel pumps have significant vibration and pulsation loads. In this circumstances, the special requirements for the reliability of pumping units within them. In this paper one possible cause of pump damage - the failure of the bearing assembly due to cavitation is described. To do this a CFD modeling of flow in the pump unit is execute through commercial code ANSYS CFX.

Combined pump, centrifugal-auger stage, bearing, CFD modeling, cavitation.

Информация об авторах

Гафуров Салимжан Азатович, аспирант кафедры автоматических систем энергетических установок, Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет). E-mail: sa.gafurov@gmail. com. Область научных интересов: гидродинамика, численные методы, лопаточные машины

Родионов Леонид Валерьевич, кандидат технических наук, ассистент кафедры автоматических систем энергетических установок, Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет). E-mail: rl63@bk.ru. Область научных интересов: гидравлика, объёмные гидромашины.

Шахматов Евгений Владимирович, доктор технических наук, профессор, ректор, Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет). E-mail: shakhm@ssau.ru. Область научных интересов: виброакустика.

Gafurov Salimzhan Azatovich, graduated student of ASEU department, Samara State Aerospace University named after S.P. Korolyov (National Research University). E-mail: sa.gafurov@gmail.com. Area of research: fluid dynamics, blade machine

Rodionov Leonid Valerjevich, Candidate of Technical Sciences, assistant of ASEU department, Samara State Aerospace University named after S.P. Korolyov (National Research University). E-mail: rl63@bk.ru. Area of research: hydraulics, positive-displacement hydraulic machine.

Shahmatov Evgeniy Vladimirovich, Doctor of Engineering, professor, Rector of Samara State Aerospace University named after S.P. Korolyov (National Research University). E-mail: shakhm@ssau.ru Area of research: vibroacoustics.