Исследование влияния схемы топливопитания на пульсационно-вибрационное состояние насосного агрегата

новную – шестеренную ступени (ШС)) и подвержены интенсивным скрытым кавитационным процессам. Наличие последних связано с многорежимностью подкачивающих ступеней, обеспечивающих широкий диапазон расходов в основную и форсажную камеры сгорания двигателя. Отличительной особенностью рассматриваемых систем топливопитания авиационных двигателей с комбинированными насосными агрегатами является то, что как на форсажном, так и на бесфорсажных режимах работы все топливо, потребляемое двигателем, прокачивается через шнеко-центробежную ступень указанных насосов. Это приводит к работе шнеко-центробежной ступени на нерасчетных режимах и к интенсификации кавитационных процессов, часто носящих скрытый характер. Такая скрытая кавитация, не приводя к срыву напора, вызывает существенную динамическую и виброакусти-ческую нагруженность элементов насоса [1].

Как известно, отличительной особенностью систем топливопитания двигателей летательных аппаратов является наличие в ней большого числа функционально связанных гидромеханических элементов и агрегатов, каждый из которых может служить источником колебаний или повышенного шума, а их взаимное влияние может вызывать автоколебания в системе. Сложная структура авиационных агрегатов топливных систем, множество факторов, влияющих на их работу, обуславливает и множество причин, вызывающих нестационарность процессов в системе.

Проблема повышенной вибрационной на-груженности элементов насосных агрегатов в последнее время актуальна для комбинированных насосов газотурбинных двигателей. Поэтому изучение влияния схемы топливопитания на

ШЦС

Сливные и перепускные магистрали

ШС

Рис. 1. Комбинированный насосный агрегат

пульсационное и вибрационное состояние насосного агрегата будем проводить на насосе, изображенном на рис. 1.

Рассматриваемый насос состоит из ШС и ШЦС, расположенных в отдельных корпусах, но соединенных посредством проставки в один агрегат. ШС и ШЦС установлены на один вал. Крутящий момент от ШС передается к ШЦС посредством промежуточной рессоры. Насос входит в состав топливорегулирующей системы двигателя и работает совместно с агрегатом дозирования топлива (АДТ), регулятором сопла и форсажа (РСФ) и подкачивающими баковыми центробежными насосами (ЦН). Шнек двухза-ходный, крыльчатка состоит из 11 лопаток, шестерни имеют по 11 зубьев.

Схема вибрационного и гидродинамического воздействия, оказываемого на рассматриваемый насосный агрегат со стороны присоединенных агрегатов, представлена на рис. 2.

На рис. 2 величины концентрации воздуха Cвi, давления Рi, температуры Ti, расхода Qi и виброускорения Vi представлены как функции, зависящие от времени t.

Одной из основных причин повышенной вибрационной нагруженности элементов данного агрегата может быть наличие питающих, сливных и перепускных трубопроводных магистралей у топливных агрегатов, которые могут приводить к возникновению обратных токов на входе в ШЦС. Обратные токи, в свою очередь, могут являться причиной дополнительной не-

Гздродинамическая модель ШН

Модель напряженно-деформированного состояния подшипникобого узла

Рис. 2. Схема вибрационного и гидродинамического воздействия на ШЦС

стационарности течения на входе в насос, а также причиной повышенной динамической, и вибрационной нагруженности элементов насосного агрегата [2].

За последнее десятилетие опубликованы работы, в которых анализ пульсаций давления, основан на решении нестационарных уравнений гидродинамики. Другой подход заключается в определении пульсаций давления путем интегрирования уравнений Рейнольдса, при этом нестационарное поле скоростей определяется методом лазерной анемометрии. Также предложены методы, сочетающие решение уравнения Навье-Сто-кса с интегральными методами решения волнового уравнения для шума дальнего поля.

В данной работе структура токов рабочей жидкости на входе в ШЦС определялась с помощью решения нестационарных уравнений гидродинамики, для чего была составлена динамическая численная модель, учитывающая двух-фазность рабочей среды, с помощью средств ANSYS ICEM CFD и ANSYS CFX. Целью данной модели была оценка влияния выходных рабочих параметров присоединенных агрегатов на структуру потока в ШЦС. Данная модель показала, что на режимах работы насосного агрегата, характеризующихся малыми подачами рабочей жидкости, картина течения жидкости практически одинакова (см. рис. 3).

На рис. 3: Nнас – обороты вала; Gт1 – расход рабочей жидкости через ШС; Gт2– расход жидкости, поступающий в ШЦС через основной питающий трубопровод; Gт3 – суммарный расход рабочей жидкости, поступающий в ШЦС через сливные магистрали.

В результате обработки полученных данных был оценен характер структуры течения в ШЦС. Из рис. 3 видно, что на исследуемых режимах работы с малой подачей рабочей жидкости, на

G^ = 2950кг/ч

G 2 = 250кг/ч.

с = 2атм

G 3 = 1700кг/ч

Рис. 3. Структура линий тока в насосе.

Режим: P t ™ = 2 атм., G 2 = 250 кг/ч, G 3 = 1700 кг/ч, G_t 0 ^b“ = 2950 кг/ч, N=5750 об/мин входе и выходе из ШЦС присутствуют достаточно развитые вихревые зоны обратных токов.

Для экспериментального определения степени влияния питающих и сливных магистралей на вибрационное и пульсационное состояние элементов ШЦС были проведены две серии стендовых испытаний:

• 1.    Штатная конструкция питающих и сливных магистралей насосного агрегата. В этом случае подача рабочей жидкости производится через основной питающий трубопровод, через сливные и перепускные магистрали (см. рис. 4 а).

• 2.    Измененная конструкция сливных магистралей насосного агрегата. Весь расход рабочей жидкости подается через питающий трубопровод. В этом случае расход рабочей жидкости из сливных магистралей подается в основной питающий трубопровод до входа в насосный агрегат за 3 метра до входа в него (см. рис. 4 б).

Для оценки нагруженного состояния элементов насосного агрегата, он был препарирован датчиками в соответствии с рис. 5. При экспериментальном исследовании использовалась 24-х канальная измерительно-обрабатывающая аппаратура LMS Scadas Mobile. При этом фиксировались следующие параметры:

Рис. 4. Схема питания насосного агрегата: а – штатное расположение сливных магистралей; б – перенос сливных магистралей в питающий трубопровод

Рис. 5. Схема расположения датчиков

. пульсации давления в питающем трубопроводе на расстоянии 3 метра до входа в насос (канал C15), пульсации давления на входе в ШЦС перед шнеком (канал С16), пульсации давления на выходе ШЦС (канал С17);

. вибрации на фланце подвода топлива: вибрации вдоль вала насоса в плоскости XОY (канал С21); вибрации в плоскости ZOY перпендикулярно валу насоса (канал С22); вибрации в плоскости XOZ перпендикулярно валу насоса (канал С23); вибрации на проставке, соединяющей ШЦС и ШС, в плоскости XOY вдоль вала насоса (канал С24).

Испытания насосного агрегата проводились на 24-х различных режимах его работы. Режимы с 1 по 6 соответствуют запуску на земле. При этом частота вращения ротора насосного агрегата N менялась от 1400 до 5300 об/мин., а расход через него GЦН от 4000 до 10500 кг/ч.. Режимы с 7 по 13 соответствуют режимам полётного малого газа (N=5200…6500 об/мин, GЦН=11300…17500 кг/ч) Режимы с 14 по 17 соответствуют режимам запуска в полёте (N=6600…7200 об/мин., GЦН=18500…20000 кг/ч). Режимы с 18 по 22 со- ответствуют форсажным (N=7300…7500 об/мин., GЦН=15400…20300 кг/ч).

Пульсационное и вибрационное состояния системы оценивались по величинам среднеквадратичных амплитуд пульсаций давления и виброускорения элементов конструкции насосного агрегата. СКЗ параметров для временного сигнала определяется по формуле:

СКЗ =

1 ^ t y^, n j = 0

где n – количество отсчетов времени при замере сигнала снимаемого параметра;

y_j – значение сигнала снимаемого параметра на определенном отсчете времени.

На рис. 6 приведены изменения среднеквадратичных значений (СКЗ) пульсаций давления в питающем трубопроводе на расстоянии 3 метров до входа в ШЦС для различных вариантов конфигурации сливных магистралей в зависимости от режима работы насосного агрегата (от минимального к максимальному).

Рис. 6. СКЗ пульсаций давления в трубопроводе

Из рис. 6 видно, что пульсации давления при изменении конфигурации сливной магистрали с ростом режима падают. Причем на некоторых режимах, наблюдаются падения СКЗ пульсаций давлений на 50%. В среднем по всем режимам работы насосного агрегата, наблюдается снижение СКЗ пульсаций давления на 20%.

На рис. 7 для различных вариантов конфигурации сливных магистралей приведены СКЗ пульсаций давления на входе в ШЦС в зависимости от режима работы насосного агрегата.

В данном случае наблюдается не однозначное влияние переноса сливных магистралей. Данное мероприятие приводит к снижению СКЗ пульсаций давления преимущественно на повышенных режимах насосного агрегата (режимы 11-24). Очевидно, что в этой зоне насосного агрегата пульсации давления в большей степени определяются шнеком и в меньшей степени наличием сливных магистралей. В среднем по всем режимам работы насосного агрегата, СКЗ пульсаций давления при переносе сливных магистралей падают на 2%, что можно отнести к погрешности измерения и обработки.

На рис. 8 приведены изменения СКЗ пульсаций давления на выходе из ШЦС для соответствующих вариантов схем топливопитания. В этом случае также наблюдается неоднозначное влияние переноса сливной магистрали в питающий трубопровод.

Положительное влияние данного мероприятия на снижение СКЗ пульсаций давления наблюдается преимущественно на пониженных режимах работы насосного агрегата. Такое влияние введенного мероприятия объясняется тем, что пульсации давления в выходном устройстве ШЦС определяются турбулизированностью потока, выходящего из центробежного колеса Таким образом, при переносе сливных магистралей в питающий трубопровод для всех режимов насосного агрегата наблюдается падение СКЗ пульсаций давления на выходе из ШЦС в среднем на 7%.

На рис. 9 приведены изменения СКЗ сигналов виброускорений, распространяющихся в плоскости XOY вдоль вала насосного агрегата (см. рис. 5). Из этого рисунка видно, что при переносе сливных магистралей наблюдается повышение вибраций насосного агрегата в среднем на 12%. При этом характер изменения вибраций при переходе с режима на режим практически одинаков для двух схем топливопитания. Таким образом, можно сделать вывод о том, что в рассматриваемой плоскости перенос сливных магистралей в питающий трубопровод увеличивает осевую вибрационную нагрузку на насосный агрегат.

На рис. 10 приведены изменения СКЗ сигналов виброускорений, распространяющихся в плоскости XOY перпендикулярно валу ротора. Видно, что перенос сливных магистралей практически не влияет на вибрационное состояние

Рис. 7. СКЗ пульсаций давления на входе в ШЦС

№ режима

Рис. 8. СКЗ пульсаций давления на выходе из ШЦС

Рис. 9. СКЗ виброускорения в плоскости XOY (по валу насоса)

Рис. 10. СКЗ виброускорения в плоскости XOY (перпендикулярно валу насоса)

насосного агрегата в рассматриваемой плоскости (наблюдается падение СКЗ вироускорений по всем режимам работы в среднем на 5%.). При этом характер изменения вибраций при перехо- де с режима на режим также практически оди- наков для двух схем топливопитания.

На рис. 11 приведены изменения СКЗ сигналов виброускорений, распространяющихся в плоскости XOZ перпендикулярно валу ротора насоса. Видно, что перенос сливных магистралей приводит к уменьшению вибрационного состояния агрегата практически на всех режимах его работы. При этом в среднем по всем режи- мам работы насосного агрегата наблюдается па- дение СКЗ сигнала виброускорения на 14%.

Характер изменения вибрационного состояния агрегата в рассматриваемой плоскости при переходе с одного режима работы на другой примерно одинаков для двух рассматриваемых схем топливопитания.

На рис. 12 приведены изменения СКЗ сигналов виброускорений, распространяющихся в плоскости ХOY вдоль вала насосного агрегата. В данном случае датчик вибрации устанавливался на фланец соединения питающего трубопровода и ШЦС. Видно, что в данном случае перенос сливных магистралей практически не влияет на виб- рационное состояние насосного агрегата (наблю- дается падение СКЗ виброускорений в среднем по всем режимам работы на 5%.).

№ режима

Рис. 11. СКЗ виброускорения в плоскости XOZ (перпендикулярно валу ротора)

Рис. 12. СКЗ виброускорения на фланце соединения питающего трубопровода и ШЦС в плоскости XOY (вдоль вала ротора)

Рис. 13. Изменение вибрационного состояния насосного агрегата в различных плоскостях при различных компановках сливных магистралей

Рис. 14. Изменение пульсационного состояния насосного агрегата при различных компановках сливных магистралей

Введем коэффициент режима R, равный отношению оборотов вращения ротора к суммарному расходу через ШЦС. Отметим, что с его ростом для любых вариантов схем топливопи-тания наблюдается уменьшение как вибрационного состояния насосного агрегата (см. рис. 13), так и пульсационного (см. рис. 14). Таким обра- зом, можно сделать вывод о том, что перенос сливных магистралей в питающий трубопровод в целом снижает уровни вибрационного и пульсационного состояний рассматриваемого насосного агрегата.

Полученные результаты можно использовать для оптимизации систем топливопитания газотур- бинных двигателей. Дальнейшие исследования будут направлены на разработку и экспериментальную апробацию мероприятий по снижению завихренности потока в области входа в ШЦС.

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