Влияние тепловых процессов в корпусе подшипников турбокомпрессора на эффективность и работоспособность трибосопряжений

В.С. Худяков, , Е.А. Задорожная, , Д.Ю. Иванов,

V.S. Hudyakov, , Zadorozhnaya, , D.Y. Ivanov,

Современные турбокомпрессоры (ТКР) являются важным элементом системы двигателя, обеспечивающим повышение его энергоэффективности и экологичности. По некоторым оценкам, при использовании турбонаддува крутящий момент увеличивается на 20–30 %, что приводит к экономии топлива на 10–30 % [1]. Современные исследования проектирования ТКР направлены на расширение диапазонов его эксплуатации, повышение КПД и надежности элементов агрегата турбонаддува [2, 3], что приводит к увеличению механической и тепловой нагруженности опор и иных элементов турбоагрегата.

Ротор высокооборотного турбокомпрессора зачастую поддерживается многослойными гидродинамическими подшипниками скольжения. Данный вид опор хорошо зарекомендовал себя благодаря экономической целесообразности, удобству монтажа, простоте изготовления, хорошему рассеиванию тепла, низкой величине трения и надежности [4–6]. Несмотря на перечисленные достоинства, некоторые авторы отмечают, что гидродинамические подшипники склонны к нестабильности и быстрому выходу из строя в случае неисправности [7, 8].

Работоспособность подшипников определяется множеством параметров, среди которых наиболее важны: качество и состав смазочного материала, геометрические параметры втулки, особенности топологии текстурирования поверхности трения и температурные условия эксплуатации [9–11]. Различными исследователями доказано, что распределение температур, возникающее при работе турбокомпрессора, оказывает влияние на гидромеханические характеристики многослойных опор скольжения, а также на жесткость и амплитуды колебаний всех элементов гибкого асимметричного ротора.

Высокие температуры приводят к сгоранию моторного масла и образованию коксовых отложений, засоряющих и изменяющих геометрию зазоров подшипников. При этом данный тип отложений может формироваться в более крупные фракции частиц и приводить к ускоренному износу поверхностей трения [12–14].

В работе [15] авторами представлена комплексная модель для прогнозирования прорыва газов через систему уплотнений. Численная модель учитывала механическое взаимодействие между уплотнительными кольцами, канавками ротора и центральным корпусом. Авторы работы установили, что на динамику ротора, определяющую величину утечек газа, значительное влияние оказывают процессы теплообмена между элементами конструкции, а также состояние смазочных слоев подшипников.

Исследование [16] посвящено экспериментальному и численному моделированию термогидродинамических характеристик подшипников ТКР. Авторами подтверждено, что значительное количество тепла передается через ротор внутреннему смазочному слою, а через втулку – внешнему смазочному слою. Авторы работы [16] делают вывод, что учет процессов теплообмена между элементами конструкции очень важен при определении геометрических характеристик подшипников скольжения. Это связано с тем, что тепловое состояние элементов конструкции сильно влияет на динамику ротора.

В работе [17] представлен метод анализа вычислительной гидродинамики трехмерного подшипника, учитывающий сопряженную теплопередачу и кавитацию. Данный метод более точно прогнозирует нагрузку на подшипник и температуры в смазочном слое. Из основных допущений можно выделить, что опора является автономной, а метод расчета – квазистатическим.

Анализу процессов теплопередачи, происходящих в роторе турбокомпрессора, посвящена работа [18] исследователей из Лейбница. Данные процессы существенно зависят от работы трибосопряжений, так как значительная часть тепла отводится через процессы конвективного теплообмена смазочного материала.

Таким образом, основной целью настоящей работы является определение уровня тепловых нагрузок, возникающих в элементах корпуса подшипникового узла, а также их влияние на динамику гибкого асимметричного ротора и гидромеханические характеристики трибосопряжений.

Материалы и методы

Объектом численного моделирования является турбокомпрессор размерности TСR-100. Визуальный вид ротора ТКР и втулки подшипника представлены на рис. 1. Внутренний диаметральный зазор составлял 30 мкм, внешний зазор – 70 мкм. Частота вращения ротора, при которой поводили расчеты, варьировалась в расширенном диапазоне и достигала максимальных значений, равных 95 000 мин.

Расчет проводился в двух вариациях. Общепринятый вариант, когда температура смазки в зазоре подшипника принимается эквивалентной среднему значению температуры масла в двигателе при нормальных условиях эксплуатации (90 °С). Второй вариант подразумевает использование в качестве исходных данных значения температур, полученные в результате численного моделирования тепловых процессов в корпусе ТКР. Численная методика, а также полученные результаты представлены в предыдущей работе авторов [19].

При параметрических исследованиях применялся разработанный авторами алгоритм динамики упругого ротора на многослойных опорах скольжения [20].

Рабочим веществом являлось минеральное масло классификации SAE 40.

Рис. 1. Визуальный вид ротора ТКР и втулки подшипника Fig. 1. Visual view of the TCR rotor and bearing sleeve

Результаты и обсуждения

В результате моделирования были получены значения гидромеханических характеристик подшипников скольжения в зависимости от режимов эксплуатации, а именно: значения максимальных гидродинамических давлений в смазочных слоях, суммарные потери на трение в узле, величины амплитуд элементов ротора (рис. 2–4).

По представленным зависимостям видно, что учет тепловой нагруженности элементов корпуса подшипников с увеличением частоты вращения ротора ведет к снижению амплитуды колебаний цапф в 1,7 раза. Значения максимальных гидродинамических давлений в смазочных слоях подшипников снижаются более чем в 3 раза.

При расчете температур и соответствующих потерь на трение в каждом смазочном слое был использован изотермический подход. Для определения вязкости в каждом смазочном слое использовали трехконстантную формулу Фогеля. Потери на трение в подшипниковом узле были рассчитаны суммированием потерь во всех слоях конструкции. С увеличением частоты вращения ротора суммарные потери на трение в узле уменьшаются в 1,4 раза. Это связано с уменьшением вязкости смазочного материала при увеличении тепловой нагрузки на корпус подшипников. Значение толщины внутреннего смазочного слоя при этом изменяется более чем в 1,5 раза.

Полученные результаты свидетельствуют, что учет процессов теплообмена между элементами конструкции имеет большое значение при оценке работоспособности и определении геометрических характеристик подшипников скольжения, так как теплонапряженность элементов конструкции сильно сказывается на динамике гибкого ротора.

Значения амплитуд элементов ротора обычно строят в безразмерном виде. Их можно определить по траекториям движения центра ротора в пространстве зазора подшипников. Однако для сравнения абсолютных значений амплитуд траектории строились в размерном виде. Величина амплитуды колебаний гайки колеса компрессора, а также температуры в смазочных слоях трибосопряжений была применена для оценки работоспособности как отдельных подшипников, так и конструкции турбокомпрессора в целом. Значения амплитуды гайки колеса компрессора является наиболее информативной и легко измеряемой величиной в ходе проведения натурных испытаний. Поэтому ее величина должна удовлетворять требованиям производителя и не достигать установленного максимального значения. Если величина амплитуды гайки превышает допустимые значения, то в этом случае возможен контакт лопаток рабочего колеса с корпусом компрессора, что сразу приводит к поломке лопаток колеса, перекосу ротора, резкому уменьшению зазора между валом и втулками подшипников и, как следствие, останову турбокомпрессора. По данным производителя максимальные значения амплитуды колебаний гайки для рассматриваемого типа турбокомпрессоров составляет 400 мкм. Однако производитель обычно ограничивает амплитуды гайки величиной 260–320 мкм, считая, что при превышении указанных значений возможна высокая вероятность износа подшипников. При этом устанавливаются ограничения и на температуру смазочного слоя в подшипнике, которая не должна превышать значения 240 °С, что соответствует температуре вспышки.

Зависимости расчетных значений амплитуды гайки колеса компрессора и температуры внутреннего слоя в подшипниках от частоты вращения ротора ТКР приведены на рис. 5–6.

С учетом тепловых процессов в корпусе подшипников максимальное значение амплитуды колебаний гайки снизилось в 1,8 раза, температура в смазочном слое хоть и возросла из-за воздействия процессов теплообмена, но далека от критического значения.

Рис. 2. Результаты расчета: амплитуда колебаний цапфы турбинного подшипника (а); амплитуда колебаний цапфы компрессорного подшипника (b)

Fig. 2. Calculation results: amplitude of oscillations of the turbine bearing journal (a); amplitude of oscillations of the compressor bearing journal (b)

Рис. 3. Результаты расчета: максимальное давление во внутреннем слое турбинного подшипника (а); максимальное давление во внутреннем слое компрессорного подшипника (b); суммарные потери на трение (c)

Fig. 3. Calculation results: maximum pressure in the inner layer of a turbine bearing (a); maximum pressure in the inner layer of a compressor bearing (b); total friction losses (c)

Рис. 4. Траектории движения (в мкм) элементов ротора при температуре 90 °С (голубым цветом) и с учетом тепловых процессов (оранжевым цветом): а) колесо компрессора; b) колесо турбины; c), d) подшипники

Fig. 4. Trajectories of motion (in µm) of rotor elements at a temperature of 90 °C (in blue) and taking into account thermal processes (in orange): a) compressor wheel; b) turbine wheel; c), d) bearings

Рис. 5. Амплитуда колебаний гайки колеса компрессора

Fig. 5. Compressor wheel nut oscillation amplitude

Рис. 6. Температура смазочного слоя в подшипниках ТКР:

– с учетом тепловых процессов;          – температура 90 °С

Fig. 6. Temperature of the lubricating layer in TCR bearings:

– taking into account thermal processes;          – temperature 90 °С

Выводы

Таким образом, в работе показано влияние тепловых нагрузок, возникающих в элементах корпуса подшипникового узла, на динамику гибкого асимметричного ротора и гидромеханические характеристики трибосопряжений. Величина амплитуды колебаний гайки колеса компрессора, а также температуры в смазочных слоях трибосопряжений была применена для оценки работоспособности как отдельных подшипников, так и конструкции турбокомпрессора в целом. Значения амплитуды гайки колеса компрессора являются наиболее информативной и легко измеряемой величиной в ходе проведения натурных испытаний.

Полученные результаты свидетельствуют, что учет процессов теплообмена между элементами конструкции очень важен при определении геометрических характеристик подшипников скольжения, так как теплонапряженность элементов конструкции сильно сказывается на динамике ротора. Представленные значения показывают, что учет теплового состояния элементов корпуса турбокомпрессора ведет к значительному изменению гидромеханических характеристик трибосопряжений. Поэтому данные процессы необходимо учитывать еще на стадии проектирования и для определения геометрических характеристик узлов трения турбокомпрессора.

Полученные данные в дальнейшем планируется использовать в динамическом анализе ротора турбокомпрессора при определении его напряженно-деформированного состояния.