Метод расчета и разработка упорных гидростатических подшипников, смазываемых маловязкими жидкостями

В насосно-компрессорных агрегатах, а также в других видах энергетического и технологического оборудования в качестве смазочной среды опор роторов во многих случаях с успехом могут быть использованы маловязкие рабочие жидкости. Применение гидродинамических подшипников скольжения в этих случаях может быть затруднено, так как они работоспособны лишь при определённом сочетании скорости и вязкости смазки. Это открывает широкую перспективу для практического применения гидростатических подшипников.

В настоящее время к разработке и эксплуатации технологического оборудования предъявляются жесткие экологические требования. В первую очередь это связано с исключением, где это возможно, из технологического процесса смазочных синтетических и минеральных масел, которые являются веществами, загрязняющими окружающую среду. В компрессоростроении и насосостроении одним из путей решения этой проблемы является перевод агрегатов на бесконтактные газодинамические уплотнения и магнитные подшипники. Однако, применение таких узлов приводит к существенному повышению стоимости и эксплуатации технологического оборудования.

Решением экономической стороны вопроса может быть использование в качестве смазки опор рабочих жидкостей агрегатов. Диапазон применения таких опор может быть достаточно широк, начиная с насосов для перекачки воды, различных реагентов и жидких топлив. Из литературы известны конструкции электронасосов и энергетических установок летательных аппаратов, успешно работающие на опорах гидростатического типа со смазкой криогенными и маловязкими жидкостями.

1,2,3].

Особенно эффективно применение в качестве смазки подшипников криогенных жидкостей при проектировании новых и модернизации существующих холодильных турбокомпрессоров. Это позволяет решить ряд конструктивных и технологических проблем [4,5]:

1. Исключается проблема загрязнения агента, следовательно, отпадает необходимость разделительных уплотнений;

2. Улучшаются условия работы основных теплообменных аппаратов (испарителя и конденсатора), следовательно, возможно уменьшение их массы и габаритов, замена дорогостоящих медных труб стальными и алюминиевыми. В агрегатах с масляной смазкой неизбежно попадание масла в систему холодильной машины и осаждение ее на стенках и трубках теплообменных аппаратов. Коэффициент теплопроводности масла примерно в 500 раз меньше, чем стали. Следовательно, масляная пленка является эффективным теплоизолятором, препятствующим теплообмену. Поэтому в агрегатах с масляной смазкой приходится идти на увеличение общей поверхности теплообменных аппаратов;

3. Полностью или частично исключается необходимость использования дополнительного оборудования в виде насосов, подающих смазку, охладителей, сепараторов, адсорберов и резервуаров. Это уменьшает вес и габариты турбоагрегата в целом, упрощает его обслуживание и снижает общий уровень шума;

4. Появляется возможность упрощения системы концевых лабиринтных уплотнений путем их частичной замены подшипником, что сокращает осевую длину установки;

5. Повышается механический к.п.д. турбоагрегата, так как динамическая вязкость жидких хладагентов, например, хладона R-134a, почти в 100 раз меньше вязкости масла Т-30 при рабочих температурах. При этом существенно снижаются потери на вязкое трение в опорах;

6. Повышается срок службы опор ротора турбоагрегата, поскольку в подшипниках с наддувом отсутствует контакт, следовательно, и износ рабочих поверхностей при пуске и останове машины. Это обстоятельство облегчает также выбор материала подшипников;

7. Уменьшается пожароопасность установок, поскольку отпадает необходимость в больших запасах масла, что особенно важно для транспортных систем.

В связи с решением международного совещания в Копенгагене (ноябрь 1992 г.) о прекращении производства озоноопасного хладона R-12 возник вопрос о подборе смазочных масел совместимых с озонобезопасными хладонами. Например, применение хладона R-134a возможно только при использовании синтетического масла, производство которого в России отсутствует. В результате проведения специальных работ к применению рекомендовано синтетическое масло «Айсматик» SW-46 фирмы «Кастроль» (Германия), что приведет к существенным валютным затратам. Вопрос подбора смазочных масел в таких агрегатах исключается, если перейти на использование опор, смазываемых жидкими хладагентами.

Настоящая работа посвящена исследованию упорных гидростатических подшипников. Исследуется влияние конструкции подшипника и вязкости смазки на характеристики работоспособности. Проведён анализ работы УГСП при произвольном виде нагружения. Получены экспериментальные данные по работе подшипников, подтверждающие правильность разработанной методики расчёта. Предложен проект практического применения исследуемых подшипников в промышленных холодильных агрегатах.

Работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, приложения и списка литературы и оформлена в соответствии с рекомендациями изложенными в книге Тунакова А. П. «Как работать над диссертацией ?».

4.6. Выводы.

На основе изложенных в данной главе результатов исследований можно сделать следующие выводы:

1. В данной работе разработан экспериментальный стенд для исследования УГСП, позволяющий осуществлять исследования статических характеристик подшипниковых узлов.

2. Разработаны программа и методика проведения и обработки результатов экспериментальных исследований, даётся оценка точности получаемых результатов.

3. Исследованы статические характеристики УГСП.

4. Проведено сравнение полученных экспериментальных результатов с расчётными значениями по предлагаемой методике. Также выполнено сравнение расчётных значений по предлагаемой методике с экспериментальными и теоретическими результатами других авторов. В целом проведённые сравнения удовлетворительно согласуются между собой.

5. Показан проект реализации результатов выполненной работы в промышленном производстве.

Заключение

.

1. Анализ конструкций и методов расчёта упорных гидростатических подшипников показал:

УГСП могут быть применены практически в любой конструкции технологического оборудования. Применение гидростатических подшипников позволяет решить ряд конструктивных, технологических и экономических проблем при конструировании и производстве агрегатов.

Известные методы расчёта не позволяют рассчитать весь комплекс выходных параметров УГСП при произвольном характере нагружения. При этом в принятых математических моделях не учитывается в комплексе: режим течения смазки, перекос упорного диска, геометрия рабочей поверхности подшипника и нестационарное нагружение.

2. Разработана математическая модель, описывающая процессы в смазочных слоях УГСП. Разработанная математическая модель учитывает: турбулентность потока смазки, перекос упорного диска и геометрию рабочей поверхности подшипника, а также позволяет определить характеристики «ротор-подшипник» при нестационарном нагружении.

Приведён алгоритм решения уравнений Рейнольдса, движения упорного диска и баланса расходов смазочной жидкости, а также вычисления интегральных характеристик подшипника.

Разработана программа расчёта на ЭВМ позволяющая моделировать работу упорного гидростатического подшипника в условиях, приближенных к эксплуатационным.

3. Проведено численное исследование характеристик УГСП в широком диапазоне изменения основных режимных и геометрических параметров, которое показало: использование подшипника с конфузорными рабочими поверхностями на наружной перемычке целесообразно при высоких скоростях вращения ротора. Это позволяет отодвинуть момент образования зон пониженного давления, а также момент, при котором расход смазки через внутреннюю перемычку подшипника отсутствует, в область более высоких скоростей вращения по сравнению с подшипниками с плоской рабочей поверхностью. Кроме того, за счёт увеличения скорости вращения на конфузорной поверхности подшипника появляется гидродинамическое давление. В результате этого несущая способность одностороннего подшипника с конфузорными рабочими поверхностями на наружной перемычке с ростом скорости вращения увеличивается до момента при котором расход через внутреннюю перемычку прекращаетсяприменение подшипника со ступенчатыми рабочими поверхностями не целесообразно, так как рабочие характеристики находятся в области между характеристиками плоских подшипников с зазорами соответствующими зазорам на наружной и внутренней перемычках ступенчатого подшипниканаибольшей несущей способности из двусторонних УГСП обладает подшипник с плоской рабочей поверхностью на ненагруженной стороне и конфузорной рабочей поверхностью на наружной перемычке нагруженнойзазор на ненагруженной стороне двустороннего подшипника необходимо рассчитывать из условия исключения образования зон пониженного давления. Выбор оптимального зазора не ненагруженной стороне, при условии обеспечения требуемой несущей способности, позволяет снизить общий расход смазки через подшипникминимальными потерями мощности на трение обладает подшипник с плоскими рабочими поверхностями;

4. Экспериментальным путём получены характеристики УГСП. Результаты численного анализа по предлагаемой методике удовлетворительно согласуются с полученными экспериментальными значениями и расчётными и экспериментальными данными других авторов.

5. Результаты выполненной работы в виде программы для расчёта УГСП внедрены на ЗАО «НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа». Они используются при исследовании, отработке конструкций, расчёте и проектировании УГСП для холодильных турбокомпрессоров и винтовых машин различных типоразмеров и модификаций.