Study of load level of bearing-outlet units of turbocharger with impellers from composite materials

Full Text

Введение

В настоящее время основным требованием к большинству типов турбокомпрессоров (ТК) автотракторных двигателей является совершенствование уровня эксплуатационных качеств, в первую очередь, повышение ресурсных характеристик и надежности [1, 2], а также снижение инерционности ротора ТК, повышение допустимой частоты вращения. Одним из решений в направлении достижения требуемых качеств является применение композиционных материалов (КМ) для элементов конструкции ротора ТК. Следует отметить, что в последнее время в отечественной [3−6] и зарубежной [7, 8] исследовательской практике появился ряд работ по поиску подобного решения, в общем виде показывающих его потенциальные возможности.

При этом на данный момент отсутствуют работы, направленные на оценку нагруженности подшипникового узла при использовании композитов в элементах ротора ТК, что является одним из факторов, сдерживающих практическую реализацию применения рабочих колес турбины и компрессора из композитов.

Таким образом, дальнейшее развитие исследований по изучению уровня нагруженности подшипникового узла ротора с элементами конструкции из композита является одним из актуальных направлений в области создания высокоэффективных ТК для автотракторных двигателей.

Наиболее значимыми параметрами для проведения такой оценки являются: сила реакции в масляном слое подшипника, момент трения ротора о масляный слой, внутренний и внешний зазоры в подшипнике. Сила реакции адекватна усилиям, которые передаются от вращающихся масс ротора на корпус ТК в процессе работы. Момент трения характеризует уровень диссипации механической энергии в подшипниковом узле, а также отвечает за нагрев масла.

До настоящего времени остается недостаточно полно изученым вопрос о влиянии конструктивных зазоров подшипника на уровень его эксплуатационной надежности. Актуальной является оценка того, какой вклад в общее состояние подшипника вносит этот случайный фактор.

Цели и задачи исследований

Целью исследования является оценка снижения уровня нагруженности подшипниковых узлов ротора вследствие применения композиционных материалов для изготовления его рабочих колес.

Для достижения этой цели были поставлены следующие задачи:

1. провести расчет параметров нагруженности подшипниковых узлов при различном сочетании материалов, используемых для изготовления рабочих колес в составе ротора. Для этого в исследовании были рассмотрены 4 варианта конструкционного выполнения ротора (табл. 1);
2. провести расчетно-аналитическое исследование по оценке значений моментов трения в подшипниках для роторов с рабочими колесами, выполненными из композиционных и традиционных материалов;
3. оценить влияние зазоров подшипника и эксцентриситетов на уровень нагруженности при максимальной частоте вращения ротора;
4. провести сравнительный анализ полученных результатов.

 

Таблица 1. Принятые при исследовании варианты конструкции ротора ТК

Table 1. The variants of the TC rotor design adopted in the study

Варианты конструкции ротора	Материл колеса компрессора	Материал колеса турбины	Материал вала
1	Алюминиевый сплав	Жаропрочный никелевый сплав	Легированная сталь
2	Композиционный материал	Жаропрочный никелевый сплав	Легированная сталь
3	Алюминиевый сплав	Композиционный материал	Легированная сталь
4	Композиционный материал	Композиционный материал	Легированная сталь

 

Материалы и методы

В качестве реального объекта исследования был взят ротор ТК отечественного производства типа ТКР-130 (рис. 1), который серийно производится в Научно производственном объединении «Турботехника» [9].

 

Рис. 1. Ротор турбокомпрессора типа ТКР-130

 

В качестве основного расчетного инструмента исследования использовался пакет прикладных программ «Гибкий ротор», зарегистрированный в реестре прикладных программ для ЭВМ под № 2006611094. Алгоритм расчетов в данной программе подробно описан в работе [10]. Данная программа позволяет получить связанное решение задачи роторной динамики и задачи вязкого трения в подшипнике скольжения.

Структура математической модели

Для описания состояния ротора программа использует модель, содержащую уравнения движения колес, цапф и втулок подшипника, что позволяет осуществить переход от реальной конструкции к дискретной модели с конечным числом степеней свободы (рис. 2).

 

Рис. 2. Расчетная схема дискретной модели ротора ТК типа ТКР-130: x, y, z – базовая система координат; номера колес j: j → 1 – номер колеса компрессора, j → 2 – номер колеса турбины; x_j, y_j, θ_yj, θ_xj – перемещения и углы поворота колес в базовой системе координат; ω – частота вращения ротора; x_Цj, y_Цj – перемещения цапф в базовой системе координат; x_ВТj, y_ВТj – перемещения втулок подшипников в базовой системе координат; φ_ВТj – угловая координата втулок; С₁ и С₂ – внутренний радиальный зазор подшипника (между втулкой и валом) и внешний радиальный зазор между втулкой и корпусом

 

Элементы ротора в этом случае интерпретируются как точечные массы с соответствующими тензорами моментов инерции. Модель содержит всего 6 таких точечных масс, продольная координата которых совпадает с центром массы (ц.м.) крыльчаток компрессора, турбины (рис. 1). Подшипниковый узел разделен на массу, связанную с валом ротора, – цапфу, и массу втулки, вращающейся в масляном слое. Упругая связь между компонентами, находящимися на валу ротора, характеризуется матрицами податливости. Эти матрицы определены путем приложения единичных сил и изгибающих моментов к конечно-элементной модели ротора в местах центров масс рабочих колес. Знаки силовых воздействий приняты положительными.

Уравновешивание силовых факторов, возникающих при движении ротора происходит силами масляных слоев в подшипнике. При этом в них возникает внутреннее давление, структура эпюр которого может быть описана уравнением Рейнольдса для масляной пленки. По полученным эпюрам давлений в смазочных слоях путем интегрирования вычислялись суммарные реакции по поверхности подшипника.

Результирующая реакция определялась как геометрическая сумма проекций реакций на соответствующие оси. Реакции в данном исследовании рассматриваются для внешнего смазочного слоя втулки. Силы внутреннего и внешнего масляного слоя для одной втулки имеют практически одинаковые значения, однако реакция на внешнем слое незначительно выше из-за дополнительных инерционных сил, связанных с массой втулки. По полученным данным вычислялся момент трения смазочного слоя.

Таким образом, была получена система уравнений, решение которой в программе «Гибкий ротор» производится методом Рунге – Кутта с поправкой Мерсона.

Исходные данные для анализа динамики ротора и определения нагруженности подшипников

Исходные данные для расчетов нагруженности подшипников ротора с рабочими колесами, выполненными из композиционных и традиционных материалов, были установлены по данным предварительного расчета и представлены в табл. 2 и 3.

Изгибная жесткость ротора описывается матрицами податливости. Они были определены при помощи балочной конечно-элементной модели ротора. При этом модель при расчетах была закреплена в местах установки подшипников.

 

Таблица 2. Исходные данные для элементов ротора

Table 2. Initial data for rotor elements

Применяемые материалы	Наименование величины	Значение
Алюминиевый сплав ZL105A	Масса колеса компрессора, г	477
	Моменты инерции колеса компрессора относительно координатных осей x, y, z, кг·мм2	415	415	639
	Эксцентриситет колеса компрессора (при дисбалансе 1,4 г⋅мм), мкм	0,29
Жаропрочный никелевый сплав ИНКО 718	Масса колеса турбины, г	1543
	Моменты инерции колеса турбины относительно координатных осей x, y, z, кг·мм2	1014	1014	1090
	Эксцентриситет колеса турбины (при дисбалансе 1 г⋅мм), мкм	0,65
Легированная сталь	Масса вала ротора, г	277
Композиционный материал Torlon 7130	Масса колеса компрессора, г	261
	Моменты инерции колеса компрессора относительно координатных осей x, y, z, кг·мм2	227	227	350
	Эксцентриситет колеса компрессора (при дисбалансе 1,4 г⋅мм), мкм	5,34
C-SiC композиционный материал	Масса колеса турбины, г	449
	Момент инерции колеса турбины относительно координатных осей x, y, z, кг·мм2	296	296	318
	Эксцентриситет колеса турбины (при дисбалансе 1 г·мм), мкм	2,27

 

Таблица 3. Исходные данные по подшипниковому узлу

Table 3. Initial data on the bearing assembly

Наименование величины	Значение
Масса плавающей втулки подшипника, г	26
Полярный момент инерции втулки, кг·мм2	2,29
Масса цапфы со стороны компрессора, г	133
Масса цапфы со стороны турбины, г	108
Внутренний диаметр втулки, мм	15,04
Внутренний радиальный зазор подшипника (между втулкой и валом), мкм	22±2
Внешний диаметр втулки, мм	22,20
Ширина подшипника (смазочного слоя), мм	16
Внешний радиальный зазор подшипника (между втулкой и корпусом), мкм	78±8
Динамическая вязкость смазочного слоя, Па·с	0,0125
Эксцентриситеты массы цапф, мкм	0

 

Результаты и обсуждение

Для проведения исследования с различным сочетанием рабочих колес в составе ротора ТК в качестве значений зазоров были приняты номинальные значения.

Для построения зависимостей параметров от частоты вращения ротора использовались 5 точек, соответствующих частотам вращения 269, 538, 808, 1078, 1347 с^–1. Для конструкции ротора, принятой в варианте 4, были дополнительно проведены расчеты на частотах 500, 540, 600, 716, 875 с^–1. Это было выполнено для уточнения характера поведения зависимостей параметров в зоне резонанса.

Результаты расчета сил реакций хорошо согласуются с теоретическими положениями о том, что нагрузка на подшипники пропорциональна массово-инерционным характеристикам элементов ротора. При этом с ростом частоты вращения отличия в нагрузке между различными вариантами конструкции колес возрастает.

В целом данные проведенных расчетов (рис. 3) показали, что на максимальной рабочей частоте ротора снижение его массово-инерционных характеристик на 10−60 % за счет применения композиционных материалов приводит к уменьшению нагрузок на подшипники до 3 раз. При расширении диапазона частоты вращения это значение возрастет.

 

Рис. 3. Сила реакции в подшипниках в зависимости от частоты вращения для исследуемых четырех вариантов конструкции ротора. Сплошными линиями показаны характеристики турбинного подшипника, а штриховыми линиями – компрессорного (1, 2, 3, 4 – варианты конструкции ротора)

 

Необходимо также отметить, что наименьшие значения нагрузок подшипников возникают не при наиболее легкой конфигурации ротора (вариант 4), а в случае, когда массы колес турбины и компрессора практически одинаковы (вариант 3). Из этого следует, что для уменьшения нагрузок на подшипники, кроме уменьшения массы элементов ротора требуется правильное расположение крыльчаток на валу. Уравнивание нагруженности может быть также частично достигнуто путем изменения расстояния от центров масс колес до подшипников.

Стоит отметить особенность поведения кривых для варианта 4 в окрестностях точки 570 с^–1. Данная частота близка к частоте свободных колебаний незакрепленного ротора. Предположительно, «горб» на рис. 3 обусловлен совпадением собственной частоты с частотой воздействия сил, связанных с дисбалансами. На это указывают также дополнительные расчеты, проведенные при условии отсутствия дисбаланса. В этом случае данная особенность не наблюдается.

При анализе моментов трениям принимались максимальные значения в рамках одного подшипникового узла, так как значения моментов трения во внешнем и внутреннем слоях для одного подшипника отличаются менее чем на 5 %.

График моментов трения в подшипниках (рис. 4) идентичен графику реакций, за одним исключением того, что кривая, соответствующая варианту 2, лежит выше кривой, характеризующей моменты в базовом варианте 1. Это объясняется высокой разницей массово-инерционных характеристик крыльчаток компрессора и турбины.

 

Рис. 4. Момент трения в подшипнике в зависимости от частоты вращения для исследуемых четырех вариантов конструкции ротора. Сплошными линиями показаны характеристики турбинного подшипника, а штриховыми линиями – компрессорного

 

Наиболее удачным вариантом – с точки зрения уменьшения потерь на трение в подшипнике – является ротор, конструкция которого соответствует варианту 3.

Для проведения исследования с различным сочетанием рабочих колес в составе ротора ТК в качестве значений зазоров в подшипниках были приняты номинальные значения. При исследовании зазоров важно оценить уровень их относительных значений. Относительные зазоры в подшипнике – это отношения перемещений точек подшипника к номинальным значениям зазоров между втулкой и валом (внутренний зазор), а также втулкой и корпусом (внешний зазор). По их значениям устанавливают, какая часть конструкционных зазоров в подшипнике выбирается при определенной частоте вращения ротора. При относительных зазорах, близких к единице, наступает режим «сухого» трения в подшипнике, что приводит к его разрушению.

Применение крыльчаток из композиционных материалов снижает значения относительных зазоров при всех сочетаниях рабочих колес в составе конструкции ротора (рис. 5 и 6).

 

Рис. 5. Относительный внутренний зазор в подшипниках (мкм) в зависимости от частоты вращения для исследуемых четырех вариантов конструкции ротора. Сплошными линиями показаны характеристики турбинного подшипника, а штриховыми линиями – компрессорного

 

Рис. 6. Относительный внешний зазор в подшипнике (мкм) в зависимости от частоты вращения для исследуемых четырех вариантов конструкции ротора. Сплошными линиями показаны характеристики турбинного подшипника, а штриховыми линиями – компрессорного

 

Наиболее эффективным в этом случае является вариант 2. Для этого варианта в конструкции ротора обеспечивается максимальный внешний зазор, при этом сохраняется внутренний зазор на том же уровне, что и в базовом варианте 1.

Стоит отметить, что данный параметр имеет ярко выраженную нелинейную зависимость от нагрузки (от частоты вращения). В общем виде он может служить критерием работоспособности ТК на текущей частоте вращения ротора.

Проведенный расчет ротора со стандартными рабочими колесами (базовый вариант 1) показал, что наличие дисбалансов колес в значительной степени определяет уровень нагруженности подшипника. Наиболее характерно это выражено в результатах расчета моментов трения в подшипниках.

Наличие дисбалансов приводит к противоположным выводам о наиболее выгодной конфигурации зазоров в подшипнике с точки зрения его нагруженности. С одной стороны, при отсутствии дисбалансов наиболее удачным сочетанием зазоров является: внутренний зазор в подшипнике С₁ = 20 мкм, внешний зазор С₂ = 86 мкм. Однако при условии наличия дисбалансов, равных максимально допустимым значениям, эти же зазоры будут вызывать наиболее высокие нагрузки в подшипниках. Компромиссным вариантом, особенно в условии тенденции снижения допустимого уровня, может стать сочетание зазоров С₁ = 24 мкм и С₂ = 70 мкм.

В целом для определения наиболее целесообразной конфигурации зазоров должна быть решена задача оптимизации в пространстве переменных – зазоров и базовых размеров подшипника. В настоящее время эта задача является трудно выполнимой из-за отсутствия правильного понимания, что должно быть целевой функцией.

Выводы

Исследование по оценке возможности снижения нагруженности подшипникового узла за счет применения композиционных материалов в элементах конструкции турбокомпрессора показало, что использование подобных материалов позволяет уменьшить инерционные нагрузки и снизить моменты трения подшипника до 3 раз. Снижение моментов трения сокращает интенсивность диссипации механической энергии в подшипниках. Это положительно сказывается на энергетической эффективности турбокомпрессора и позволяет снизить температуру нагрева масла от трения. Уменьшение нагруженности подшипникового узла дает возможность использовать вал ротора с меньшим диаметром, что дополнительно позволяет уменьшить потери на трение, металлоемкость и инерционность конструкции ротора.

About the authors

V. M. Fomin

Moscow Polytechnic University

Email: mixalichDM@mail.ru

DSc in Engineering

Russian Federation, Moscow

V. N. Kaminsky

Moscow Polytechnic University

Email: kamr@mail.ru

DSc in Engineering

Russian Federation, Moscow

R. V. Kaminsky

JSC Turbokomplekt

Email: kamr1@mail.ru

PhD in Engineering

Russian Federation, Protvino

A. N. Netrusov

Moscow Polytechnic University

Author for correspondence.
Email: a.netrusov@mail.ru
Russian Federation, Moscow

References

Supplementary files