Аннотация 2
ВВЕДЕНИЕ 7
1 ОПИСАНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ 9
1.1 Обзор конструкции турбокомпрессора 9
1.2 Критерии оценки работоспособности гидродинамических опор скольжения
ротора турбокомпрессора 15
1.3 Конструкция радиальных узлов трения 19
1.4 Обзор методологии расчета подшипников скольжения 24
1.4.1 Общие методы решения поставленной задачи 24
1.4.2 Гидродинамическая теория расчета подшипников скольжения 26
1.5 Теория тепловых расчетов гидродинамических опор скольжения 30
1.6 Цели и задачи исследования 33
2 МЕТОДИКА РЕШЕНИЯ ПОСТАВЛЕННОЙ ЗАДАЧИ 34
2.1 Уравнение Рейнольдса 34
2.2 Применение метода конечных объемов для определения теплового состояния
подшипников скольжения 36
2.3 Динамика гибкого ротора турбокомпрессора 38
2.3.1 Динамическая модель гибкого ротора турбокомпрессора 43
2.3.2 Уравнения движения элементов гибкого ротора 46
2.3.3 Уравнения движения гидродинамических плавающих вращающихся втулок
и цапф ротора 51
2.4 Алгоритм решения поставленной задачи 55
2.4.1 Методика определений гидродинамических давлений в смазочном слое.. ..55
2.4.2 Тепловой расчет гидродинамических подшипников 57
2.4.3 Интегрирование системы дифференциальных уравнений движения гибкого
ротора турбокомпрессора 61
3 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ РАДИАЛЬНОГО
ПОДШИПНИКА РОТОРА ТУРБОКОМПРЕССОРА ТКР 50.09.16 64
3.1 Исходные данные 64
3.1.1 Описание объекта исследования 64
3.1.2 Построение расчетной сетки гидродинамической опоры скольжения 65
3.1.3 Граничные условия и варианты расчетной модели 66
3.2 Результаты расчета, оценка гидромеханических характеристик 71
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 86
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 94
В наше время, самым массовым источником энергии является двигатель внутреннего сгорания. Область машиностроения, занимающаяся производством двигателей, характеризуется тенденцией выпуска высокофорсированных двигателей. При этом встает вопрос о качестве изделия. Инженерам приходится решать комплекс проблем: надежности, потребительских свойств,
эксплуатационных свойств и экологических показателей двигателя.
Самым популярным способом форсирования двигателя остается применения турбокомпрессора (ТК). Но введение турбонаддува приводит к увеличению давления и температуры газов в цилиндрах. При этом возрастает количество теплоты, которое отводится от деталей поршневой группы в масляную систему и систему охлаждения, что приводит к увеличению тепловой нагруженности.
Неисправность турбокомпрессора в свою очередь ведет к отказу двигателя. Поэтому система наддува оказывает влияние на показатели надежности силовой установки. В свою очередь, надежность ТК определяют узлы трибосопряжения, которые должны обеспечивать работу турбокомпрессора при высоких частотах вращения.
Чтобы выполнять свою функцию подшипники скольжения должны иметь высокие показатели теплостойкости, изностойкости и пределами выносливости материала подшипников. Условия работы гидродинамических опор скольжения определяются скоростными и нагрузочными режимами эксплуацтации ТК, толщиной смазочного слоя между поверхностями трения, температурой и давлением в смазочном слое, расходом смазки и коэффициентом трения.
Тепловое состояние узла подшипников ТК определяются частотой вращения ротора, температурой смазочного материала на входе в подшипники, массового расхода этого материала и от температур газов перед колесом турбины. Высокое значение температуры газов характеризует наличие двух потоков тепла в узле подшипников. Один из потоков идет по деталям корпуса, а
второй через колесо турбины по ротору. В итоге, смазочный материал не только должен выполнять основную функцию(смазывания поверхностей трения), но и
отвод тепла.
С учетом вышесказанного, можно сделать вывод, что тепловое состояние подшипника скольжения определяет не только работу турбокомпрессора, но и работу двигателя в целом. Именно поэтому, целью данной работы является: используя метод конечных объемов исследовать теплового состояния смазочного слоя опоры скольжения ротора турбокомпрессора и оценить влияние тепловой нагруженности подшипника на его гидромеханические характеристики.
На основе проведенного анализа научной и технической литературы была проведена оценка актуальности исследования.
Выполнены расчеты динамики гибкого ротора и гидромеханических характеристик радиального подшипника с учетом тепловой нагруженности узла трения.
Была разработана сеточная жидкостная модель тонкого слоя смазки в подшипнике скольжения, которая использовалась для расчета методом конечных объемов. Сформированы граничные условия с учетом положения шипа в пространстве зазора варианты тепловой нагруженности подшипников.
Были получены результаты влияния температуры смазочного материала на работу трибосопряжения, Исходя из полученных результатов, были сделаны следующие выводы:
•Предельный температурный диапазон, при котором подшипник выполняет свои функции, зависит от параметров смазочного материала;
• Самый лучший из представленных вариантов - I вариант (Температура не
зависит от расположения отверстий. На входе - 60 С°, на выходных отверстиях - 90 С°). При таком тепловом состоянии, несущая способность достигает
максимального значения (при х=0,8 и а=0,07° на частоте вращения 60000 об/мин W=164,17 Н) и минимальное значение расхода масла (при х=0,5 и а=0,07° на частоте вращения 5000 об/мин Qm=2,42 кг/ч). Но этот вариант является недостижимым из-за рабочих температурных диапазонов трибосопряжений ротора турбокомпрессора;
• Самый худший из представленных вариантов теплового состояния - III вариант (Температура возле колеса компрессора на входе составляет 120 С°, на выходе - 140 С°. Возле колеса турбины на входе - 140 С°, на выходе - 160 С°). Во всех вариантах геометрии жидкостной модели, он имеет самые низкие показатели несущей способности (при х=0,5 и а=0,07° на частоте вращения 70000 об/мин W=8,35 Н) и высокие значения массового расхода (при х=0,8 и а=0° на частоте вращения 5000 об/мин Qm=18,03 кг/ч).
Материал исследований, рассматриваемый в выпускной
квалификационной работе, был представлен на двух международных конференциях по трибологии, и подробно описан в научных статьях (приложение А). Программное обеспечение для расчета гидродинамического радиального подшипника скольжения турбокомпрессора с учетом динамики гибкого ротора было запатентовано (приложение Б).
