автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Моделирование многослойных подшипников скольжения при разработке турбокомпрессоров с пониженным уровнем вибраций

004617273

На правах рукописи

Фишер Алексей Сергеевич

МОДЕЛИРОВАНИЕ МНОГОСЛОЙНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ПРИ РАЗРАБОТКЕ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ С ПОНИЖЕННЫМ УРОВНЕМ ВИБРАЦИЙ

Специальность 05.02.02 - «Машиноведение, системы приводов и детали машин»

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Челябинск-2010

004617273

Работа выполнена в вузовско-академической лаборатории «Триботехника» и на кафедре «Автомобильный транспорт» Южно-Уральского государственного университета, г. Челябинск.

Научные руководители: доктор технических наук, профессор

Прокопьев Валерий Никифорович),

доктор технических наук, профессор Рождественский Юрий Владимирович

Официальные оппоненты: доктор технических наук

Некрасов Сергей Геннадьевич, кандидат технических наук, Языков Анатолий Евгеньевич.

Ведущее предприятие - ЗАО НПО «Турботехника», г. Протвино, Московская область.

Защита диссертации состоится 27 октября 2010 года, в 13-00, на заседании специализированного диссертационного совета Д212.298.09 при ЮжноУральском государственном университете по адресу: 454080, г. Челябинск, пр. им. В.И. Ленина, 76, зал диссертационного совета ауд. 1001 (10 этаж гл. корп.).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ЮУрГУ.

Отзыв на реферат в двух экземплярах, заверенных печатью, просим направлять на имя ученого секретаря по адресу: 454080, г.Челябинск, пр. им. В.И. Ленина, 76, ЮУрГУ, Ученый совет, электронная почта: d212.298.09@raail.ru, контактный телефон (351)267-91-23

Автореферат разослан «_»_2010 г.

Ученый секретарь специализированного диссертационного совета Д212.298.09,

доктор технических наук, профессор

Е.А. Лазарев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Повышение надежности турбокомпрессоров является актуальной задачей машиностроения. В условиях промышленного производства турбокомпрессоров часто основное внимание уделяется снижению вибраций ротора, оцениваемых по косвенному диагностическому параметру - уровни) колебаний корпуса турбокомпрессора.

В энергетическом и транспортном машиностроении широкое распространение получили турбомашины с роторами на виброустойчивых подшипниках скольжения. В качестве таковых часто используются опоры гидродинамического трения с промежуточным элементом (ПЭ) в виде плавающей вращающейся (ПВ) или плавающей невращающейся (ПН) втулки - многослойные подшипники, обеспечивающие демпфирование колебаний. Известны конструкции многослойных подшипников, содержащих три смазочных слоя, в которых третий смазочный слой выступает в качестве дополнительного демпфера, а подшипник представляет собой пакет плавающих втулок (ГТПВ).

Критерии оценки степени совершенства конструкций гидродинамических подшипников формируются на основе анализа набора взаимосвязанных гидромеханических характеристик (ГМХ), определяющих теплонаиряженность, износостойкость, усталостную долговечность трибосопряжения. Моделирование многослойных подшипников скольжения для улучшения их ГМХ сводится к совместному решению трех взаимосвязанных подзадач - расчету динамики каждого подвижного элемента подшипника, определению полей гидродинамических давлений в смазочных слоях, анализу теплонапряженносгк сопряжения. Нелинейный характер моделей связан в первую очередь с определением гидродинамических реакций в каждом из слоев многослойного подшипника. Величины реакций зависят от конструктивных особенностей подшипника, которые помимо массогабаригных параметров определяются способами подачи смазки, наличием, расположением и размерами канавок и отверстий, выполненных на поверхностях трения, свойствами современных смазочных материалов.

Учету конструктивных особенностей опор с плавающими втулками в известных методах расчета их динамики уделяется недостаточно внимания. Практически не разработаны методы расчета виброустойчивых подшипников с тремя смазочными слоями и пакетом втулок. При включении в число исследуемых факторов конструктивных особенностей подшипников, влияющих на динамику опор, необходимо использовать максимально физически обоснованные модели и методы, основанные на численном решении уравнения Рейнольдса.

При оценке теплонапряженности многослойных подшипников важно максимально точно определять тепловыделение в смазочном слое. Этого невозможно добиться без учета процессов трения в области кавитации и источниках смазки. Последнее обстоятельство имеет тем большее влияние, чем выше относительные скорости движения поверхностей трения, что имеет место для подшипников роторов быстроходных турбомашин. Изменение скоростей движения промежуточных элементов также существенно влияет на градиенты скоростей

сдвига по толщине смазочного слоя и, следовательно, на величину тепловыделения как в несущих областях смазочных слоев, так и в областях кавитации.

В связи с этим, актуальной является разработка математических моделей и методик, универсальных алгоритмов расчета динамики и смазки подшипников с несколькими смазочными слоями, направленных на создание и реализацию в серийном производстве новых конструкций подшипников быстроходных турбокомпрессоров с пониженным уровнем вибраций.

Работа выполнена в рамках Комплексной программы фундаментальных исследований УрО РАН на 1995-2005 гг. (раздел 2 - «Машиностроение», направление 2.4 - «Трибология в машиностроении»); Комплексной программы фундаментальных исследований проблем машиностроения, механики и процессов управления «Машиностроение и технология» УрО РАН на 2006-2008 гг.; при финансовой поддержке Министерства образования РФ (грант ТОО-6.1-1967) в 2002 г; аналитической ведомственной целевой программы Министерства образования РФ «Развитие научного потенциала высшей школы (2006—2008 годы)» (код проекта РНП 2.1.2.2285); при финансовой поддержке Федеральной целевой программы Министерства образования РФ «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России на 2009-2013 год» (код проекта Г1503); Российского фонда фундаментальных исследований: проект 04-01-96088 на 2004-2006 гг. и проект 07-08-00554 на 2005-2009 гг; хоздоговорных работ с ООО «ЧТЗ-Уралтрак» в 2004-2009 гг.

Цель работы. Разработка математической модели и методики расчета многослойных подшипников скольжения, обеспечивающих снижение уровня вибраций роторов турбокомпрессоров.

Для достижения поставленной цели потребовалось решить следующие задачи:

1. Разработать математическую модель динамики и смазки многослойных гидродинамических подшипников с учетом потерь на трение в источниках смазки и в зоне кавитации.

2. Создать универсальные алгоритмы и программное обеспечение расчета многослойных подшипников скольжения роторов быстроходных турбомашин.

3. На основе разработанного программного обеспечения провести параметрические исследования влияния конструктивных и режимных параметров на уровень вибраций цапф ротора турбокомпрессора и гидромеханических характеристик его подшипников.

4. Разработать новые технические решения для гидродинамических подшипников с двумя и тремя смазочными слоями, обеспечивающие существенное снижение вибраций ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С, с сохранением технологической преемственности на необходимом для серийного производства уровне.

5. Экспериментально подтвердить снижение вибраций турбокомпрессора ТКР-8,5С с подшипниками предложенных конструкций.

Объект исследования. Процессы в смазочном слое многослойных подшипников скольжения ротора турбокомпрессора.

Предмет исследования. Взаимосвязь процессов в смазочном слое, конструктивных параметров многослойных подшипников скольжения турбокомпрессора и уровня вибраций его ротора.

Метод исследования. Метод гидродинамической теории смазки. Численное моделирование. Численные методы решения дифференциальных уравнений в частных производных. Экспериментальные исследования турбокомпрессоров при безмоторных стендовых испытаниях.

Научная новизна.

1. Разработана универсальная математическая модель динамики ротора и промежуточных элементов многослойных подшипников скольжения, учитывающая заданное количество смазочных слоев и влияние гидродинамических процессов в источниках смазки на движение плавающих втулок.

2. Уточнена модель теплового расчета многослойного подшипника путем использования диссипативной функции рассеивания энергии как в активной, так и в кавитационной областях смазочного слоя с учетом степени заполнения смазочным материалом его объема.

3. При расчете потерь на трение в многослойных подшипниках скольжения в математической модели впервые учтены ламинарный и турбулентный режимы течения в источниках смазки.

Достоверность полученных результатов обеспечивается корректной постановкой задач, строгостью используемого математического аппарата, обоснованностью принятых допущений, применением хорошо известных численных методов; подтверждается качественным совпадением полученных теоретических результатов с результатами проведенных экспериментов; многолетним положительным опытом эксплуатации разработанной конструкции подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С, внедренной в серийное производство.

Практическая значимость. Разработана методика расчета многослойных подшипников ротора турбокомпрессора. Созданы и зарегистрированы в Реестре программ для ЭВМ программное обеспечение расчета динамики ротора «Устойчивость» (№ 2002611823), комплекс программ анализа динамики и гидромеханических характеристик подшипников скольжения с промежуточными элементами с учетом жесткости корпуса «Жесткость» (№ 2010612190), подана заявка № 2010615640 на регистрацию в Реестре программ для ЭВМ программного обеспечения «Динамика многослойного подшипника».

Разработаны конструкции гидродинамических подшипников с двумя и тремя смазочными слоями, обеспечивающие существенное снижение вибраций ротора турбокомпрессора. Обоснованы рекомендации по применению этих подшипников для турбокомпрессора. Получен патент на полезную модель «Турбокомпрессор» № 2006118254/22(019858).

Реализация. Методика расчета и программное обеспечение внедрены и используются при проектировании подшипниковых узлов на предприятии ООО «ЧТЗ - Урал Трак» г. Челябинск.

Подшипник ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С разработанной конструкции с ГШ втулками выпускается серийно. Его внедрение в производство позволило

существенно снизить вибрации роторов турбокомпрессоров, повысить их надежность, отказаться от перехода на покупные турбокомпрессоры иностранного производства, сохранить объемы выпуска собственной продукции.

Разработан и испытан подшипник с пакетом плавающих втулок, обеспечивающий значительное снижение вибраций ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С. Предприятием ООО «ЧТЗ - Урал Трак» изготовлена и передана в эксплуатацию опытная партия турбокомпрессоров с подшипниками такой конструкции.

Апробация работы. Содержание основных результатов работы докладывалось и обсуждалось на международной научно-технической конференции памяти академика Н.Д.Кузнецова (г. Самара, 2001), на XII международной научно-технической конференции по компрессорной технике (г. Казань, 2001), на международной научно-практической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения» (г. Челябинск, 2003), на международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы трибологии» (г. Самара, 2007), на международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» (г. Самара, 2009), а также на ежегодных научно-технических конференциях, проводимых в ЮУрГУ (2001-2009 гг.), на XV международном конгрессе двнгателестроителей (2010).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 16 научных работ, включая 5 статей, в том числе в изданиях, рекомендованных ВАК - 2 статьи, тезисов докладов - 7, свидетельств об официальной регистрации программ для ЭВМ -2, заявок на официальную регистрацию программ для ЭВМ - 1, патент - 1.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и приложения, изложена на 170 страницах машинописного текста, включая 43 иллюстрации, 14 таблиц, 75 формул и список литературы, содержащий 93 наименования.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении содержится обоснование актуальности темы, сформулированы цель и задачи исследования, показана научная новизна и практическая значимость работы, приведены сведения об ее апробации и реализации.

В первой главе обозначена проблематика виброустойчивых подшипников скольжения, представлены типовые конструкции подшипников с ПЭ. Па основе выполненного обзора литературных источников проанализированы основные методы расчета динамики ротора и ГМХ подшипников.

Для снижения интенсивных вынужденных колебаний ротора, связанных с его неуравновешенностью, а также автоколебаний, вызванных неустойчивостью шипа на смазочном слое, применяют антивибрационные подшипники скольжения со специальными конструктивными элементами, которые выполняют функцию демпферов: профилированные поверхности трения; поверхности с повышенной упругой податливостью подшипника за счет применения лепестковых элементов, подпружиненных подвесов и др. Однако наиболее распространенным способом снижения вибраций ротора турбокомпрессора (ТК) является применение промежуточных элементов в виде плавающих вращаю-

щихся (рис. 1а) или плавающих невращающихся (рис. 16) втулок. Рабочие поверхности каждой втулки вместе с поверхностями корпуса и цапфы ротора образуют несколько смазочных слоев.

Рис. 1. Подшипники ротора турбокомпрессора с двумя смазочными слоями а) с ПВ втулками; б) с ПН моновтулкой

Перспективным также является использование подшипников с ППВ, содержащих три смазочных слоя, в которых в качестве дополнительного демпфера выступает третий смазочный слой. Внешняя втулка выполняется в виде ПН моновтулки, в качестве внутренних подвижных элементов используют как две ав-

/ /..............х.....^......тономные ПВ втулки, так и ПВ моновгулку

(рис.2).

Существующие модели расчета двухслойных подшииников основываются на решении уравнений для определения: движения промежуточных элементов и цапфы ротора; полей гидродинамических давлений в смазочных слоях; теплового состояния узла трения.

Теоретическим фундаментом расчета и проектирования подшипников скольжения являются классические работы Петрова H.A. и Рейнольдса О. Большой вклад в дальнейшее развитие этих работ внесли отечественные и зарубежные ученые: Бур-гвиц А.Г., Дадаев С.Г., Дьячков А.К., Завьялов Г.А., Захаров С.М., Коровчин-ский М.В., Максимов В.А., Некрасов С.Г., Подольский М.Е., Прокопьев В.Н., Рождественский Ю.В., Савин Л.А., Суркнн В.И., Токарь И.Я., Букер, Виярагха-ван, Генка, Кейт, Лунд, Роде, Ченг, Элрод и другие. Совершенствованию конструкций турбокомпрессора и его подшипниковых узлов посвящены работы Азбеля А.Б., Иовлева В.И., Каминского В.Н., Коженкова A.A., Морозова В.А. В лаборатории «Триботехника» ЮУрГУ разработке методов расчета подшипни-

I -ротор, 2 - корпус, 3 - внутренняя ПН моновтулка, 4 -внешняя ПН моновтулка. 5 -штифт

Рис. 2. Подшипник с ППВ

кового узла турбокомпрессора посвящены работы Бояршиновой А.К., Задо-рожной Е.А., выполненные под руководством Прокопьева В.Н.

При решении уравнений движения для подвижных элементов двухслойных подшипников можно выделить два подхода. Первый основан на лианеризации реакций смазочных слоев и сведении нелинейной системы уравнений к ее линейному аналогу. Второй использован в работе и связан с прямым интегрированием системы нелинейных дифференциальных уравнений движения.

В большинстве схем подачи смазочного материала, применяемых в малоразмерных турбокомпрессорах иностранных и отечественных производителей, используются окружные канавки. Впервые, в работе Кео и Хонсари, основывавшейся на эмпирических результатах Вендта, показано, что в окружных источниках смазки однослойных подшипников может наблюдаться турбулентный режим течения смазки, характеризующийся заметными потерями энергии. Учет характера течения смазочного материала в источнике в большей степени сказывается при высоких скоростях вращения шипа, которые характерны для быстроходных роторов турбокомпрессоров. Однако, для многослойных подшипников скольжения, подобные исследования не проводились.

На основе выполненного обзора литературных источников поставлены задачи исследования.

Во второй главе представлена математическая модель и методика расчета динамики цапф ротора и подвижных элементов многослойного подшипника скольжения с учетом сопротивления в источниках смазки. На рис. 3 для примера представлена схема трехслойного подшипника.

Расчетная модель многослойного подшипника скольжения представлена цапфой ротора массой т, и N[п промежуточными элементами в виде плавающих вращающихся или невращающихся втулок с массами /и , / - 2,..., М1П +1.

У

У! Уг >'з .О

1 - первый смазочный слой; 2 - второй смазочный слой; 3 - третий смазочный слой

Рис. 3. Расчетная схема ротора на подшипниках с пакетом плавающих втулок

е( - эксцентриситеты цапфы ротора и ПЭ

Рис. 4. Системы координат

Нумерация подвижных элементов начинается с цапфы ротора. Параметры, относящиеся к /-му подвижному элементу, обозначены нижним индексом / = 1,..., Nп, +1. Каждый смазочный слой разделяет два элемента: внутренний -шип, наружный - подшипник. Номер смазочного слоя соответствует номеру внутреннего подвижного элемента (шипа). Параметры, относящиеся к /-му смазочному слою обозначены верхним индексом в круглых скобках (/). В качестве допущения принималось, что ротор является жестким несимметричным, а подшипники автономными.

Уравнения, описывающие движение центров масс подвижных элементов (цапф ротора и ПЭ), в инерциальной системе координат Охуг (рис. 4) записываются в виде

,п = - Я';-" + т^ + а^+тЕй); со$(<а,/)+ (1)

Л'

= + 5ш(Й>/) + ^!'\ / = 1,..,А'/„ +1, (2)

с/Г

Здесь х1,у,,£1 - координаты центра масс и его смещение относительно оси вращения, характеризующее неуравновешенность /-го подвижного элемента (ротора и втулок); 1 - время; g - ускорение свободного падения. Слагаемые /л а , таг характеризуют силы инерции ротора (втулок), обусловленные движением с ускорением ау,ау в направлении соответствующих осей Ох, Оу фундамента, на котором установлена роторная машина; - реакции /-го смазочного

слоя; 7^'',/71!') - заданная нагрузка, действующая на ротор. Для /-го промежуточного элемента в виде ПН втулки <аг = 0.

Для ПЭ в виде ПВ втулки система уравнений дополнялась уравнением:

3 = М['~п + Л/1"'1 +М°> - Л/1'1, (3)

Л

где J¡ - осевой момент инерции ПВ втулки; Л/1'1 - результирующие моменты, возникающие в области, не занятой источниками смазки; М^ - результирующие моменты, возникающие в области источников смазки.

Реакции смазочных слоев Л]'1, Л'.", А/"1,М¿"определяются полями гидродинамических давлений р1Й(<р,г), где (р,г- соответственно окружная и продольная координаты смазочного слоя, для расчета которых использовалось обобщенное уравнение Рейиольдса с классическими допущениями

(.Г

Л-Г

г/: д<р

д + —

дг

д{ ¿¿'Л -

Ц 2/4" дг )

э

+ -Т-, (4)

д(р д1

при граничных условиях Свифта-Штибера

рул{(р,г)=р(,){(р + 2ж,г\р1 =ра, при -,=±5/2; р{,){(р,:) > ри, на О''' е (0 <ср< 2л, - В"'/2 < 2 < В"'/2) Здесь — В'"/2<г<В"'/2; а ={(о, -®1+|); /г("(1р,/) = с('1 -еи соб^-^"),

= 0; г1к - радиус внутренней

дЪ^¡д(р = е1'1 зт((/>-); / = 1>...,А'ПЭ + 1, й>„ ¿ = 1 и внешней А: = 2поверхностей трения /'-го промежуточного элемента; ^э'- вязкость, соответствующая некоторой эквивалентной температуре смазочного слоя; ра - атмосферное давление, с'1'= (г+ь радиальные зазоры, О1'* - область смазочного слоя.

В разработанной модели момент трения обусловленный наличием сдвиговых напряжений в канавке, представлен в виде:

М,1,) = хьуг?у/Ь\ (6)

где - коэффициент трения в канавке, зависящий от режима течения смазки:

2 Яе17»

0,46

при Ке(" <41,

У"

к )

и

Яе'"0'5

г

6400/;,

(с'-' + А^).

< Яе1'1 < 101 (7)

0,073

к]

Яе

104 <Ле <105

Здесь Ке1'1 = рг,«у (с1'1 + /?[.'')/м')' - число Рейнольдса, р - плотность смазочного материала, - глубина канавки.

В (7) первое выражение соответствует ламинарному режиму течения смазки в канавке, второе и третье - турбулентному. Значения коэффициентов выбираются в соответствии с экспериментальными исследованиями Вентда.

При расчете потерь на трение в каждом смазочном слое Л'1'' использована диссипативная функция рассеивания энергии Д(,). Причем, так как в области кавитации наблюдается течение смазки в виде струй, то /V1'1 уточнена введением функции- б{(р), учитывающей долю жидкости в контрольном объеме смазочного слоя:

ЛГ(*» = \\вД\с1<р<}г, (8)

¡'.I

где = О ^ - Оч, Пл- область, занятая источниками смазки, Г2 ,.- активная область смазочного слоя, в которой р[1>(<р,г)> 0.

В активной области смазочного слоя в^\(р) = 1. Полагая, что объем смазочного материала, поступающего в единицу времени в область кавитации, равняется объему смазочного материала, проходящему за тот же промежуток време-

10

ни через радиальное сечение смазочного слоя с минимальной толщиной, в^\<р) в области кавитации определялось отношением минимальной толщины слоя /¿¡, к его толщине в текущем сечении Ф\(р)\

(9)

Методика расчета многослойного подшипника скольжения представлена ниже. При заданных на старте или рассчитанных для предыдущей (/7 -1) точки траектории значениях координат и скоростей центров подвижных элементов подшипника, а также температур смазочных слоев, решается система уравнений движения (1-3) и определяются новые значения координат и скоростей. Внутри этого цикла выполняется многократное интегрирование обобщенного уравнения Рейнольдса (4) с учетом граничных условий (5) для определения распределения гидродинамических давлений и реакций смазочных слоев. После определения положения центров Г1Э вычисляются мгновенные значения ГМХ: минимальные толщины смазочного слоя /г|ш', максимальные гидродинамические давления расходы смазки через торцы и потери мощности на трение Л'''1 с учетом процессов в канавках и области кавитации (7-8). Далее выполняется расчет новых значений положения и скоростей подвижных элементов многослойного подшипника. По окончании цикла выполняются расчет приращения температуры за цикл и корректировка температур и вязкостен каждого смазочного слоя, в дальнейшем используемых при расчете гидродинамических давлений в слоях. Процесс во времени продолжается до выполнения условий сходимости по траектории ПЭ. Затем рассчитываются средние и экстремальные значения ГМХ. Методика реализована в комплексах прикладных про- . грамм «Устойчивость» и «Динамика многослойного подшипника».

Учет процессов течения смазки в зоне кавитации и смазочных канавках позволил значительно уточнить решение задачи определения ГМХ. В частности, расчетные потери на трение ¿V, увеличились на 20...30%, амплитуды вибраций

шипа шах Л, - на 20...40 %, температура первого смазочного слоя Тэт- на 3...7 % по сравнению с результатами полученными без учета процессов в источниках смазки и зоне кавитации.

Численными экспериментами показано, что в источниках смазки первого смазочного слоя наблюдается в основном турбулентный режим течения смазки, во втором - ламинарный, что приводит к заметной разнице расчетных моментов трения в канавках, которые в свою очередь влияют на скорость вращения промежуточной втулки (10...20 %), и, следовательно, на динамику всего подшипника. Потери на трение в канавке первого слоя составляют 10... 11 % от суммарных потерь на трение в этом слое.

В третьей главе выполнено сравнение ГМХ двухслойного подшипника ротора турбокомпрессора ТКР-11Н, полученных в экспериментальных исследованиях Лямцевым Б.Ф.. и расчетным путем на основе применения разрабоган-

пых автором меюлов. Сравнивались значения амплитуд колебаний ротора, отнесенные к сумме зазоров в смазочных слоях подшипника при варьировании внутреннего радиального зазора. Как видно из рис. 5 характер расчетных зависимостей полностью соответствует результатам эксперимента. При расчетах ГМХ с учетом процессов в канавках и кавитационной зоне смазочного слоя значения амплитуд вибраций ротора на 10 % ближе к экспериментальным данным, чем при использовании упрощенной методики, не учитывающей указанные эффекты.

Представлены результаты проведенных параметрических исследований динамики цапф ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С, подвижных элементов и гидромеханических характеристик подшипников. На основании этих исследований выбраны массовые и геометрические параметры (массы промежуточных элементов, ширина элементов подшипников, схемы подачи смазочного материала и др.) нескольких новых, созданных при непосредственном участии автора, конструкций подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С. Наибольший интерес представляли три из них, полностью адаптированные для предсе-рийного и серийного выпуска в условиях промышленного производства.

Выполнено сравнение расчетных ГМХ исходного варианта конструкции подшипника с ПН моновтулкой (рис. 2), выпускавшимся ранее ООО «ЧТЗ -УралТрак» и трех вариантов новых конструкций в широком диапазоне скоростей вращения ротора (1000... 15000 рад/с, рабочая скорость - 7000 рад/с): вариант I - подшипник с ПВ втулкой (в ходе выполнения настоящей работы внедрен в серийное производство и выпускается в течении нескольких лет ООО «ЧТЗ - Уралтрак») (см. рис. 1а); вариант 2 - подшипник с ПН моновтулкой новой конструкции; вариант 3 - подшипник с пакетом плавающих втулок, (патент № 57848 от 26.05.2006 г.) (см. рис. 3).

Ниже приведены результаты расчета для наиболее нагруженного турбинного подшипника. Как видно из расчетных траекторий движения центра цапфы ротора (рис. 6), подшипник с пакетом втулок (вариант 3) характеризуется наименьшими размерами траектории, а амплитуда вибраций цапфы ротора и отно-

1 - экспериментальные данные Б.Ф. Лямцева; 2 -результаты расчетов с учетом процессов в канавках и кавитационной зоне смазочного слоя; 3 -результаты расчетов без учета процессов в канавках и зоне кавитации

Рис. 5. Сравнение расчетных и экспериментальных зависимостей амплитуды вибраций ротора от внутреннего зазора для турбокомпрессора ТКР-11Н

сительные эксцентриситеты сохраняются на минимальном уровне на протяжении всего диапазона скоростей вращения ротора (рис. 7, таблица). Это свидетельствует о значительном запасе по нагрузочной способности такого подшипника.

15 мкм

20

10

4

___*

г 1 / ш

/ »' 3 А/

1000

5000

9000 & - рад-с

1, 2, 3 - варианты конструкций Рис. 6. Расчетные траектории центра цапфы ротора при со1 =10000 рад/с

1,2, 3 - варианты новых конструкций. 4 - исходный вариант Рис. 7. Амплитуда вибраций цапфы ротора

Выполнены параметрические исследования, позволившие выработать ряд рекомендаций для проектирования турбокомпрессоров ТКР-8,5С. В частности установлено, что чрезмерное уменьшение зазоров в подшипнике, несмотря на наблюдающееся при этом снижение вибраций цапф ротора, ведет к повышению температур смазочных слоев (рис. 8), снижению их толщин. Рекомендовано для первого смазочного слоя не использовать радиальные зазоры менее 20 мкм.

Таблица

Значения относительного эксцентриситета центра цапфы ротора, Х\ ~е\/с\

Варианты конструкции подшипников Скорость врашення ротора &>, , рад/с

1000 3000 5000 7000 10000 15000

Подшипник с ПВ втулками 0,169 0,149 0,140 0,449 0.590 0,682

Подшипник с ПН моновтулкой 0,027 0,039 0,027 0,131 0,423 0,620

Подшипник с ППВ 0,082 0,02 0,095 0,042 0,041 0,025

Ширина элементов подшипника оказывает наиболее заметное влияние на амплитуды вибраций цапф ротора и потери на трение. С увеличением ширины несущая способность смазочного слоя увеличивается, снижаются ампли-

туды вибраций цапф ротора и относительные эксцентриситеты промежуточных элементов.

Потерн на трение из-за увеличившегося объема смазки, в котором возникают сдвиговые напряжения, заметно растут, особенно при увеличении ширины подшипника для первого смазочного слоя. Конструкция с ППВ наи-

Исследованиями влияния массы промежуточных элементов показано, что практически все ГМХ подшипников рассмотренных конструкций ухудшаются с ростом массы ПВ и ПН втулок. Для варианта 2 конструкции предложена облегченная конструкция ПН моновтулки.

Установлено, что применение вместо торцевого способа подачи радиального с использованием сегментной канавки в наружном смазочном слое позволяет снизить амплитуды вибраций цапф ротора: для конструкции ротора на подшипниках с ПН моновтулкой на 50...70 %,для конструкции ротора на подшипниках с ПВ втулкой - на 30%.

Выполнена оценка ГМХ конструкций при различных режимах работы турбокомпрессора, варьировались значения давления и температура подачи смазки, величина ускорения ударной нагрузки на корпусе компрессора. Все три варианта подшипников сохраняли работоспособность, а трехслойная конструкция с ППВ характеризовалась самой низкой амплитудой вибраций цапф ротора.

В четвертой главе представлены оборудование и результаты экспериментальных испытаний на безмоторных стендах образцов турбокомпрессоров с разработанными конструкциями подшипников.

В виду того, что задача регистрации колебаний ротора и втулок турбокомпрессора ТКР-8,5С сильно затруднена вследствие малых размеров деталей и высокой скорости вращения ротора, а также из-за необходимости существенного вмешательства в конструкцию турбокомпрессора, оценка вибраций ротора турбокомпрессора выполнялась косвенным путем - измерением виброускорения на среднем корпусе турбокомпрессора. Согласно экспериментальным исследованиям Иванова Д. Ю., увеличение вибраций среднего корпуса турбокомпрессоров главным образом обосновано повышением вибраций ротора. Поэто-

менее чувствительна к изменению этого параметра. 130

100

85

:31 1

1 4 Ч. ! 1 X 1 \ !

Г^ 1 """

10 15 20 25 30 с,,мкм 45 1,2.3 - варианты конструкций Рис. 8. Зависимость температуры первого смазочного слоя от величины радиального зазора

му такая оценка принималась как наиболее достоверная при решении задач сравнительных испытаний различных конструкций подшипников.

Экспериментальные исследования проводили на безмоторном стенде со смешанным контуром. Конструктивно стенд состоит из платформы-основания, на которой крепятся турбокомпрессор и камера его ранга (одна секция турбореактивного двигателя), топливного насоса (ТНВД Д—160) с приводом от электродвигателя типа 4А80А мощностью 1,1 кВт с частотой вращения вала 1 ООО об/мин, маслостанции.

Для измерения вибраций корпуса турбокомпрессора использовали измерительную аппаратуру, позволяющую записывать вибросигнал на магнитную ленту измерительного магнитофона или на жесткий диск компьютера, с дальнейшей обработкой сохраненного вибросигнала с помощью ЭВМ.

Система записи вибросигнала состояла из трех каналов измерения (датчик виброускорения, пьезоэлектрический акселерометр, усилитель) и измерительного магнитофона. Система обработки - из аналого-цифрового преобразователя (АЦП) и ЭВМ. При экспериментальном изучении вибраций роторной системы использовался трехкомпонентный акселерометр модели <<4321» фирмы Брюль и Къер.

В качестве оценочного параметра виброактивности турбокомпрессора, согласно ТУ производителя, выбрано среднее квадратическое значение (СКЗ) виброускорения в октавной полосе 1000 Гц его корпуса на режимах «холодной» и «горячей» прокрутки турбины.

Значения СКЗ виброускорений турбокомпрессоров аэ с исходной конструкцией подшипника составили от 10 до 16 м/с2, по сравнению с которыми, измеренные значения СКЗ виброускорений корпуса у образцов с предлагаемыми вариантами подшипников (рис. 9) оказались ниже минимум в 2 раза, а в диапа-. зоне скоростей вращения ротора 7400...7800 рад/с - практически в 8 раз (с вариантами 2 и 3), что стало основанием для внедрения одной из этих конструкций в серийное производство.

Проведен спектральный анализ виброускорений корпуса турбокомпрессора для оценки вибраций, непосредственно характеризующих качество подшипникового узла. Для этого в полученных спектрах виброускорений корпусов турбокомпрессоров, соответствующих различным скоростям вращения ротора, выявлялись так называемые «гармоники подшипникового узла» (ГПУ), которые находились в диапазоне 0,3... 0,6 от частоты вращения ротора и характеризовались выраженным увеличением виброускорений. Согласно исследованиям Иванова Д.Ю., величины виброускорений именно в этом диапазоне определяющим образом зависят от качества подшипников.

Наибольшие значения виброускорений (вплоть до 1,7... 1,8 м/с2) в этом диапазоне зафиксированы у турбокомпрессора с подшипниками с ПВ втулками (вариант 1) (рис. 10). В диапазоне высоких скоростей вращения ротора величины виброускорений ГПУ у конструкции с ПН моновтулкой (вариант 2) в среднем на 40% ниже, чем у конструкции с ПВ втулками. Турбокомпрессор с ППВ

О <_

72

74 76 6), -10 рад/с

1, 2.3 - варианты конструкций Рис. 9. Уровень СКЗ виброускорения корпуса турбокомпрессора

2 3 4 5 £У, • 10"э, рад/с 9 1,2,3 — варианты конструкций Рис. 10. Зависимость амплитуд ГПУ виброускорения от скорости вращения ротора

(вариант 3) характеризовался ГПУ с самыми низкими величинами виброускорений во всем диапазоне скоростей вращения ротора, которые были ниже в среднем в 9 раз относительно виброускорений, полученных для конструкции с ПВ втулками, и в 5 раз, относительно виброускорений, полученных для подшипника с ПН моновтулкой. У всех разработанных конструкций практически во всем диапазоне исследованных частот вращения значения амплитуд ГПУ во много раз меньше, чем у исходного варианта. Это говорит о значительном снижении виброактивности корпусов турбокомпрессора с новыми конструкциями подшипниковых узлов, в особенности с пакетом плавающих втулок, что полностью качественно согласуется с выводами, полученными в результате расчетов по разработанной модели.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработана универсальная математическая модель динамики цапф ротора и промежуточных элементов многослойного подшипника скольжения быстроходного турбокомпрессора, учитывающая заданное количество смазочных слоев и влияние гидродинамических процессов в источниках смазки на движение вращающихся и невращающихся втулок.

2. Уточнена методика теплового расчета многослойного подшипника с использованием диссипативной функции рассеивания энергии как в активной, так и в кавитационной областях смазочного слоя с учетом степени заполнения смазкой его объема, обеспечившая увеличение расчетных значений потерь на трение на 10...20%.

3. При расчете потерь на трение в многослойных подшипниках скольжения впервые учтены ламинарный и турбулентный режимы течения в источниках смазки. Величина потерь на трение в источниках составила до 11% суммарных потерь в смазочном слое.

4. Создано и зарегистрировано в Реестре программ для ЭВМ программное обеспечение расчетов многослойных подшипников скольжения роторных машин.

5. На основе расчетных параметрических исследований разработаны три конструкций подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С. Показано, что использование конструкции с ПВ втулками позволяет снизить амплитуду колебаний цапф ротора на 40%, конструкции с ПН моновтулкой - на 100%; конструкции трехслойного подшипника - в 12 раз.

6. Экспериментальные исследования опытных образцов турбокомпрессоров с предложенными конструкциями подшипников подтвердили достоверность выводов, сделанных на основе теоретических положений. Уровни виброускорений, регистрируемые на корпусе ТКР, снижены в 2...8 раз.

7. Даны рекомендации по выбору конструктивных параметров подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С. Разработанная конструкция подшипника с ПВ втулками выпускается ООО «ЧТЗ-УралТрак» серийно с 2004 г. Опытная партия ТКР с трехслойными подшипниками ротора передана в эксплуатацию.

СПИСОК РАБОТ, ОПУБЛИКОВАННЫХ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Статьи, опубликованные в научных журналах из списка ВАК.

1. Гидромеханические характеристики подшипников с пакетом плавающих втулок / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер // Проблемы машиностроения и надежности машин. - 2004. - № 6. - С. 15-21.

2. Фишер, A.C. Моделирование подшипников скольжения при разработке турбокомпрессоров для двигателей внутреннего сгорания / A.C. Фишер // Вестник ЮУрГУ. Серия «Машиностроение». - 2010. - Вып. 16. - №29 (205). - С. 65-75.

Другие публикации:

3. Влияние кинематических возмущений на характеристики устойчивости роторов турбокомпрессоров / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер // Труды международной научно-технической конференции памяти академика Н.Д. Кузнецова. - Самара. - 2001. - С. 175-176.

4. Прокопьев, В.Н. Динамика и характеристики устойчивости роторов на опорах с пакетом плавающих втулок / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, A.C. Фишер // Труды XXI Российской школы по проблемам науки и технологий. -Миасс.-2001. - С. 73-75.

5. Применение в опорах роторов малогабаритных турбокомпрессоров пакета плавающих втулок / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер // XII Международная научно-техническая конференция по компрессорной технике. - Казань. - 2001. - С. 173-174.

6. Применение для роторов малоразмерных турбокомпрессоров опор скольжения с пакетом плавающих втулок / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер // Конструирование и эксплуатация наземных транспортных машин. Сборник трудов. - Челябинск: ЮУрГУ. - 2002. - С. 102113.

7. Динамика ротора на подшипниках с пакетом плавающих втулок / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер // Труды Между-

народного Форума по проблемам науки, техники и образования. - Москва: Академия наук о Земле. - 2003. - С. 19-23.

8. Фишер, A.C. Новая конструкция опор ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С / A.C. Фишер // Труды Международной научно-практической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестрое-ния». -Челябинск: ЮУрГУ. - 2003. - С. 230-233.

9. Параметрическое исследование математической модели системы смазки турбокомпрессора ТКР-8,5С / С.Р. Сиврикова, И.С. Петров, C.B. Попова, A.C. Фишер // Многоцелевые гусеничные и колесные машины: актуальные проблемы теории и практики, научная работа и образование. - Челябинск. - 2005. - С. 105-108.

10. Динамика двухопорного асимметричного ротора на подшипниках с плавающими втулками / H.A. Хозенюк, Е.А. Задорожная, П.А. Тараненко, A.C. Фишер // Сборник трудов международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы трибологии» г. Самара. - М.: Машиностроение. - 2007. -т. 3,-С. 160-164.

11. Фишер, A.C. Снижение вибраций ротора турбокомпрессора применением новой конструкции подшипников / A.C.. Фишер // Образование и наука производству: международная научно-техническая и образовательная конференция, 28-31 марта 2010 г. - Набережные Челны. - 2010. - С. 87-90.

12. Фишер, A.C. Вибрационное состояние турбокомпрессоров с различными конструкциями подшипникового узла / A.C. Фишер, Д.Ю. Иванов // Образование и наука производству: международная научно-техническая и образовательная конференция, 28-31 марта 2010 г. - Набережные Челны. - 2010. - С. 90-94.

13. Патент на полезную модель 57848 Российская Федерация, Турбокомпрессор / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер, М.Ш. Ахметжанов, Е.И. Перцев, И.Х. Шейкман. - №2006118254/22(019858); заявл. 26.05.2006.

14. Комплекс программ анализа динамики роторов «Устойчивость» / В.Н. Прокопьев, А.К. Бояршинова, Е.А. Задорожная, К.В. Гаврилов, A.C. Фишер. -Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ № 2002611823; заявл. 17.02.02.

15. Комплекс программ анализа динамики и гидромеханических характеристик подшипников скольжения с промежуточными элементами с учетом жесткости корпуса «Жесткость» / Д.Ю. Иванов, Е.А. Задорожная, A.C. Фишер и др. - Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ №2010612190; заявл. 25.01.10.

16. Заявка №2010615640 на государственную регистрацию программы для ЭВМ «Динамика многослойного подшипника» / A.C. Фишер, Е.А. Задорожная, А.К. Бояршинова, Д.Ю. Иванов, H.A. Хозенюк - №2010615640; заявл. 13.09.2010.

Фишер Алексей Сергеевич

МОДЕЛИРОВАНИЕ МНОГ ОСЛОЙНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ПРИ РАЗРАБОТКЕ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ С ПОНИЖЕННЫМ УРОВНЕМ ВИБРАЦИЙ

Специальность 05.02.02 - «Машиноведение, системы приводов и детали машин»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Издательский центр Южно-Уральского государственного университета

Подписано в печать 15.09.2010. Формат 60x84 1/16. Печать цифровая. Усл. печ. л. 0,93. Уч.-изд. л. 1. Тираж 100 экз. Заказ 369/636.

Отпечатано в типографии Издательского центра ЮУрГУ. 454080, г. Челябинск, пр. им. В.И. Ленина, 76.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава первая

СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Гидродинамические подшипники скольжения роторов турбомашин.

1.1.1. Конструкции и область применения многослойных подшипников скольжения с промежуточными элементами (ПЭ).

1.1.2. Конструкции и область применения подшипников с пакетом плавающих втулок.

1.2. Методы расчета динамики и смазки многослойных подшипников скольжения.

1.3. Экспериментальные исследования подшипников скольжения.

1.4. Задачи исследования.

Глава вторая

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ И МЕТОДИКА РАСЧЕТА ВИБРАЦИЙ РОТОРА И ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК МНОГОСЛОЙНЫХ

ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

2.1. Предварительные замечания.

2.2. Математическая модель динамики и смазки многослойных подшипников скольжения

2.2.1. Уравнения движения подвижных элементов многослойного подшипника скольжения.

2.2.2 Особенности решения уравнения Рейнольдса для давлений в смазочных слоях и гидромеханические характеристики многослойных подшипников.

2.2.3. Гидродинамические процессы в окружных источниках смазки.

2.2.4. Потери на трение в смазочном слое.

2.3. Методика моделирования многослойных подшипников скольжения применительно к разработке конструкций турбокомпрессоров с пониженным уровнем вибраций.

2.4. Результаты тестовых расчетов.

2.4.1. Влияние метода расчета потерь на трение.

2.4.2. Влияние гидродинамических процессов в окружных источниках смазки на ГМХ многослойного подшипника скольжения.

2.5. Выводы по второй главе.

Глава третья

ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПРИ РАЗРАБОТКЕ НОВЫХ КОНСТРУКЦИЙ ПОДШИПНИКОВ РОТОРА НА ПРИМЕРЕ ТУРБОКОМПРЕССОРА ТКР-8,5С

3.1. Предварительные замечания.

3.2. Влияние массы втулок на гидромеханические характеристики подшипников.

3.3. Выбор способа и источников подачи смазки.

3.4. Влияние ширины подшипников на их гидромеханические характеристики.

3.5. Разработанные конструкции подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5.

3.5.1. Подшипники с плавающими вращающимися втулками.

3.5.2. Подшипники с плавающей невращающейся моновтулкой.

3.5.3. Подшипник с пакетом втулок.

3.6. Сравнение расчетных гидромеханических характеристик подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С различных конструкций.

3.6.1. Амплитуды вибраций ротора.

3.6.2. Расчетные температуры, потери на трение в смазочных слоях.

3.6.3. Минимальная толщина смазочного слоя, относительные эксцентриситеты, давление в смазочных слоях.

3.7. Параметрические исследования подшипников ротора турбокомпрессора

3.7.1. Влияние радиальных зазоров на гидромеханические характеристики подшипников.

3.7.2. Влияние дисбаланса ротора, давления и температуры подачи смазки на гидромеханические характеристики подшипников.

3.7.3. Влияние ударных нагрузок на гидромеханические характеристики подшипников.

3.8. Сравнение результатов расчетов с экспериментальными данными.Л21 3.8. Выводы по третьей главе.

Глава

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ РОТОРА ТУРБОКОМПРЕССОРА.

4.1. Виды испытаний турбокомпрессоров. Испытательные стенды.

4.2. Оборудование для экспериментальных исследований

4.2.1. Лабораторная установка.

4.2.2. Аппаратура для измерения вибрации.

4.2.3. Калибровка измерительной системы.

4.2.4. Измерение вибрации корпуса турбокомпрессора на стенде.

4.3. Результаты испытаний.

4.4. Обработка вибросигналов

4.4.1. Предварительная обработка вибросигнала.

4.4.2. Статистическая обработка сигнала.

4.4.3. Обработка результатов измерения вибрации опор турбокомпрессора.

4.5. Сравнительный анализ турбокомпрессоров с различными конструкциями подшипниковых узлов.

4.6. Сравнение расчетных и экспериментальных значений виброускорений.

Повышение надежности механизмов и машин является актуальной проблемой машиностроения и производства компрессорной техники в частности. В условиях промышленного производства основное внимание при повышении надежности турбокомпрессоров уделяется снижению вибраций ротора, оцениваемых по косвенному диагностическому параметру — уровню вибраций корпуса турбокомпрессора. Как показывает практика, наибольшая доля дефектов турбокомпрессоров, выбракованных при заводских приемо-сдаточных испытаниях, приходится на повышенный уровень вибраций. Одним из направлений снижения вибраций является совершенствование конструкций гидродинамических подшипников ротора, обеспечивающих демпфирование колебаний.

В энергетическом и транспортном машиностроении широкое распространение получили турбомашины с роторами на виброустойчивых подшипниках скольжения. В качестве таковых часто используются опоры гидродинамического трения с промежуточным элементом - плавающей вращающейся (ПВ) или плавающей невращающейся (ПН) втулкой.

Известны попытки создания конструкций подшипников, содержащих, три смазочных слоя, в которых третий смазочный слой выступает в качестве дополнительного демпфера. Подшипник представляет собой так называемый пакет плавающих втулок (ППВ).

Критерии, с помощью которых оценивают степень совершенства конструкции гидродинамических подшипников, формируются на основе анализа набора взаимосвязанных гидромеханических характеристик (ГМХ), определяющих теплонапряженность, износостойкость, усталостную долговечность трибо-сопряжения. К числу наиболее важных характеристик ГМХ относят: амплитуду вибраций цапф ротора, мгновенные значения минимальной толщины смазочного слоя и максимального гидродинамического давления, а также их экстремальные и средние величины; потери мощности на трение; расходы смазки, вытекающей в торцы подшипника, эффективную (расчетную) температуру смазочного слоя. Для многослойных подшипников значения ГМХ рассчитываются как для каждого смазочного слоя, так и для подшипника в целом.

Моделирование многослойных подшипников скольжения для улучшения их ГМХ сводится к совместному решению трех взаимосвязанных подзадач -расчету динамики каждого подвижного элемента подшипника, определению полей гидродинамических давлений в смазочных слоях, анализу теплонапря-женности сопряжения, результаты которого непосредственно влияют на реологические свойства смазочного материала и поля гидродинамических давлений.

Нелинейный характер используемых моделей связан в первую очередь с определением гидродинамических реакций в каждом из слоев многослойного подшипника. Известно, что их величины зависят от конструктивных особенностей подшипника, которые помимо массогабаритных параметров определяются способами подачи смазки, наличием, расположением и размерами канавок и отверстий, выполненных на поверхностях трения, реологическими свойствами современных смазочных материалов. При включении в число исследуемых факторов конструктивных особенностей подшипников, влияющих на динамику опор, необходимо использовать максимально физически обоснованные модели и методы, основанные на численном решении обобщенного уравнения Рей-нольдса. Использование упрощённых методик определения полей гидродинамических давлений, базирующихся на теории «короткой» опоры или каких-либо приближенных аппроксимирующих зависимостях принципиально не позволяет получать результаты, пригодные для практического использования. Учету конструктивных особенностей опор с плавающими втулками в известных методах расчета их динамики уделяется недостаточно внимания.

При оценке теплонапряженности многослойных подшипников важно максимально точно учитывать тепловыделение в смазочном слое. Этого невозможно добиться без расчета процессов трения в области кавитации и источниках смазки. Последний фактор имеет тем большее влияние, чем выше относительные скорости движения поверхностей трения, что имеет место для подшипниковых узлов роторов быстроходных турбомашин. Оценка скоростей движения промежуточных элементов также существенно влияет на изменение градиента скоростей сдвига по толщине смазочного слоя и, следовательно, на величину тепловыделения как в несущих областях смазочных слоев, так и в областях кавитации.

Несмотря на наличие большого количества работ, посвященных методам расчета гидродинамических подшипников с промежуточными элементами, методики продолжают совершенствоваться в направлении расширения количества учитываемых факторов, более точного описания физической сущности процессов в системе «шип-смазочный слой-подшипник», минимизации затрат на проведение расчетных исследований.

В связи с этим, актуальной является работа по совершенствованию методик расчета динамики и смазки подшипников с несколькими смазочными слоями, направленных на создание и реализации в серийном производстве новых конструкций виброустойчивых подшипников быстроходных турбокомпрессоров.

Работа выполнена в рамках Комплексной программы фундаментальных исследований УрО РАН на 1995-2005 гг. (раздел 2 - «Машиностроение», направление 2.4 — «Трибология в машиностроении»); Комплексной программы фундаментальных исследований проблем машиностроения, механики и процессов управления «Машиностроение и технология» УрО РАН на 2006—2008 гг.; при финансовой поддержке Министерства образования РФ (грант ТОО-6.1-1967) в 2002 г; аналитической ведомственной целевой программы Министерства образования РФ «Развитие научного потенциала высшей школы (2006-2008 годы)» (код проекта РНП 2.1.2.2285); в рамках Федеральной целевой программы Министерства образования РФ «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России на 2009-2013 год» (код проекта П503); при финансовой поддержке Российского фонда фундаментальных исследований: проект 04-01

96088 на 2004-2006 гг. и проект 07-08-00554 на 2005-2009 гг; хоздоговорных работ с ООО «ЧТЗ-Уралтрак» 2004 - 2005 гг.

Цель работы. Разработка математической модели и методики расчета многослойных подшипников скольжения, обеспечивающих снижение вибраций роторов турбокомпрессоров.

Научная новизна.

1. Разработана универсальная математическая модель динамики ротора и промежуточных элементов многослойных подшипников скольжения, учитывающая заданное количество смазочных слоев и влияние гидродинамических процессов в источниках смазки на движение плавающих втулок.

2. Уточнена модель теплового расчета многослойного подшипника путем использования диссипативной функции рассеивания энергии как в активной, так и в кавитационной областях смазочного слоя с учетом степени заполнения смазочным материалом его объема.

3. При расчете потерь на трение в многослойных подшипниках скольжения в математической модели впервые учтены ламинарный и турбулентный режимы течения в источниках смазки.

Достоверность полученных результатов обеспечивается корректной постановкой задач, строгостью используемого математического аппарата, обоснованностью принятых допущений, применением хорошо известных численных методов; подтверждается качественным совпадением полученных теоретических результатов с результатами проведенных экспериментов, положительным опытом эксплуатационных испытаний опытной партии турбокомпрессоров ТКР-8,5С с разработанной конструкцией подшипника с пакетом плавающих втулок, и положительным опытом серийного производства одной из разработанных конструкций подшипников с ПВ втулками для турбокомпрессора ТКР-8,5С.

Практическая значимость. Разработана методика расчета многослойных подшипников ротора турбокомпрессора. Созданы и зарегистрированы в Реестре программ для ЭВМ программное обеспечение расчета динамики ротора «Устойчивость» (№ 2002611823), комплекс программ анализа динамики и гидромеханических характеристик подшипников скольжения с промежуточными элементами с учетом жесткости корпуса «Жесткость» (№ 2010612190), подана заявка № 2010615640 на регистрацию в Реестре программ для ЭВМ программного обеспечения «Динамика многослойного подшипника».

Разработаны конструкции гидродинамических подшипников с двумя и тремя смазочными слоями, обеспечивающие существенное снижение вибраций ротора турбокомпрессора. Обоснованы рекомендации по применению этих подшипников для турбокомпрессора. Получен патент на полезную модель «Турбокомпрессор» № 2006118254/22(019858).

Реализация. Методика расчета и программное обеспечение внедрены и используются при проектировании подшипниковых узлов на предприятии ООО «ЧТЗ - УралТрак» г. Челябинск.

Подшипник ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С разработанной конструкции с ПВ втулками выпускается серийно. Его внедрение в производство позволило существенно снизить вибрации роторов турбокомпрессоров, повысить их надежность, отказаться от перехода на покупные турбокомпрессоры иностранного производства, сохранить объемы выпуска собственной продукции.

Разработан и испытан подшипник с пакетом плавающих втулок, обеспечивающий значительное снижение вибраций ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С. Предприятием ООО «ЧТЗ - УралТрак» изготовлена и передана в эксплуатацию опытная партия турбокомпрессоров с подшипниками такой конструкции.

Апробация работы. Содержание основных результатов работы докладывалось и обсуждалось на международной научно-технической конференции памяти академика Н.Д.Кузнецова (г. Самара, 2001), на XII международной научно-технической конференции по компрессорной технике (г. Казань, 2001), на международной научно-практической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения» (г. Челябинск, 2003), на международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы трибологии» (г. Самара, 2007), на международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» (г. Самара, 2009), а также на ежегодных научно-технических конференциях, проводимых в ЮУрГУ (2001-2009 гг.), на XV международном конгрессе двигателестроителей (2010).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 16 научных трудов, включая статей - 5, в том числе рекомендованных ВАК - 2, тезисов доклада -7, свидетельств об официальной регистрации программ для ЭВМ — 1, заявок на официальную регистрацию программ для ЭВМ - 1, патенты - 1.

На защиту выносятся следующие основные результаты работы.

1. Модель многослойного гидродинамического подшипника с заданными количеством смазочных слоев и различными источниками смазки на поверхностях трения.

2. Методика расчета потерь на трение в источниках смазки многослойного подшипника, учитывающая режим течения смазочного материала и влияние результирующих моментов от гидродинамических сил в источниках смазки на скорость вращения промежуточных элементов.

3. Методика расчета потерь на трение в тонких смазочных слоях многослойного подшипника с учетом кавитационных процессов.

4. Результаты расчетов ГМХ подшипников с различными конструктивными параметрами для ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С, полученные с использованием разработанных моделей, методики и программного обеспечения.

5. Новые технические решения конструкции гидродинамического подшипника с двумя и тремя смазочными слоями, обеспечивающие снижение вибраций цапф ротора турбокомпрессора.

Структура и объем диссертации.

Диссертация состоит из Введения, 4 глав, Заключения и Приложения, изложена на 170 страницах машинописного текста, включая 43 иллюстраций, 14

Выводы. Разработанные с использованием предлагаемых модели и методики расчета конструкции многослойных подшипников при проведенных экспериментальных исследованиях показали себя полностью работоспособными и характеризовались пониженным уровнем вибраций, что в дальнейшем было подтверждено многолетним серийным производством одной из конструкций.

При применении любой из трех рассмотренных разработанных конструкций подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С вибрации корпуса, регистрируемые при стендовых испытаниях, существенно снижаются относительно вибраций турбокомпрессоров с исходной конструкцией подшипников. Набольшее снижение наблюдалось при применении конструкции с пакетом втулок, менее значительное у конструкции с ПН моновтулкой, что полностью соответствует качественным выводам, полученным при теоретических исследованиях.

7* * л] , аэ, м/с2 80 60 40 20

1 V /

3000

4000

5000

7000 £У, , рад/с 9000

1 - расчетные ротора; 2 - экспериментальные корпуса б)

А * л\ > аэ> м/с2

1

Л — у 2 0

3000 4000 5000 6000 7000 8000 рад/с 10000

1 — расчетные условные ротора; 2 - экспериментальные корпуса

Рис. 4.9. Сравнение СКЗ виброускорений: а) расчетных ротора и экспериментальных корпуса; б)условных расчетных ротора и экспериментальных корпуса

-158-ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Разработанные универсальные модели и методика расчета многослойных подшипников скольжения позволяют проводить теоретические исследования, на основе результатов которых возможно проектирование и совершенствование конструкции подшипников с несколькими смазочными слоями, обеспечивающих снижение вибраций ротора турбокомпрессора.

Созданные универсальные алгоритмы и программное обеспечение расчета ГМХ многослойного подшипника позволяют проводить численные сравнительные эксперименты на новых конструкциях подшипников, что принципиально дополняет возможности стендовых экспериментальных исследований, ограниченных проблемами косвенного измерения характеристик подшипников, нерегистрируемого колебания качества опытных образцов турбокомпрессоров, материальных затрат на их изготовление и технологиче- ■ скую подготовку производства. Программное обеспечение зарегистрировано в Реестре программ для ЭВМ под №2002611823 (приложение 1).

Уточнена методика теплового расчета путем использования диссипа-тивной функции рассеивания энергии и учетом доли жидкости в зоне кавитации смазочного слоя. При ее применении расчетные значения потерь на трение в смазочных слоях при рабочих скоростях вращения ротора на 10% выше, чем при применении методики, использующей приближенные формулы, а в диапазонах скоростей вращения ротора 3000.5000 рад/с и свыше 7000 рад/с относительная разница между значениями составляет 20%.

Впервые для многослойных подшипников скольжения применена методика расчета потерь на трение в источниках смазки с учетом турбулентного и ламинарного режимов ее течения, величина которых составила до 11% от общих потерь на трение. Уточнен метод определения скорости вращения промежуточных элементов подшипника путем учета результирующих моментов от касательных сил в маслоподводящих канавках, при его применении расчетные значения скорости вращения втулки отличаются в среднем на 12% от значений скорости, рассчитываемых без учета моментов от этих сил.

На основе проведенных параметрических исследований влияния конструктивных и режимных факторов на вибрацию ротора и ГМХ подшипников разработано несколько конструкций подшипников ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С, пять из которых были изготовлены в виде опытных образцов и испытаны, о чем свидетельствует «Акт о внедрении научно-исследовательской работы .» (приложение 2), а три конструкции определены как наиболее перспективные и были рассмотрены в настоящей работе.

Разработанная конструкция подшипника с ПВ втулками внедрена в серийное производство и выпускается ООО «ЧТЗ - УралТрак» на протяжении пяти лет. По результатам расчетов ее применение обеспечивает снижение расчетных вибраций ротора на 38% при рабочих скоростях вращения ротора по сравнению с исходной конструкцией.

Разработанная и запатентованная (приложение 3) конструкция трехслойного подшипника с пакетом втулок характеризуется наименьшим расчетными значениями вибраций ротора из всех исследованных. В частности, у этой конструкции амплитуда вибраций ротора ниже в 12 раз, чем у исходной конструкции.

Разработанная конструкция с ПН моновтулкой характеризуется улучшенными ГМХ, сопоставимыми с характеристиками конструкции с пакетом втулок. В связи с относительной простотой изготовления эта конструкции также рекомендуется к серийному производству.

Следует отметить, что конструкции подшипников с пакетом втулок и с ПН моновтулкой разработаны с сохранением преемственности и унификации элементов конструкции турбокомпрессора на необходимом для серийного производства уровне.

Проведенные экспериментальные исследования разработанных конструкций ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С подтвердили качественно результаты расчетов, доказав существенное снижение вибраций турбокомпрессора при применении новых конструкций подшипников.

Достаточное соответствие результатов расчетов амплитуды вибраций ротора с известными экспериментальными данными подтверждает достоверность разработанной модели и методики расчета многослойных подшипников скольжения.

1. Прокопьев, В.Н. Прикладная теория и методы расчета гидродинамических сложнонагруженных опор скольжения. Дисс. докт.техн.наук / В.Н. Прокопьев. - Челябинск: ЧПИ, 1985. - 455 с.

2. Сергеев, С.И. Динамика криогенных турбомашин с подшипниками скольжения / С.И. Сергеев. -М.: Машиностроение, 1973. 304 с.

3. Аль-Насан, И.М. Основные задачи теории смазки подшипников с плавающей втулкой. Автореф. Дис. Канд.техн.наук / И.М. Аль-Насан -Харьков, 1973. -23с.

4. Бургвиц, А.Г. Об устойчивости движения ротора в подшипниках с плавающими элементами. В сб. // Динамика машин. / А.Г. Бургвиц, А.Л. Тевелев. - М.: Наука, 1969, с.48 - 53.

5. Бургвиц, А.Г. Потери трения в подшипнике с вращающейся втулкой / А.Г. Бургвиц, А.Л. Тевелев Известия вузов. Машиностроение, 1969, №5. С.59 - 61.

6. Бургвиц, А.Г. О распределении потерь трения в смазочных слоях подшипника с плавающей втулкой / А.Г. Бургвиц, А.Л. Тевелев Известия вузов. Машиностроение, 1971, №10. С.41 -43.

7. Бургвиц, А.Г. К расчету подшипников скольжения с качающейся втулкой / Бургвиц А.Г., Тевелев А.Л. Известия ВУЗов. Машиностроение, 1975, №2. С.43—45.

8. Бургвиц, А.Г. О работе подшипника с плавающей втулкой при установившемся режиме / А.Г. Бургвиц, Г.А. Завьялов, А.Л. Тевелев. Известия ВУЗов. Машиностроение, 1964, №6. С.81- 91.

9. Бургвиц, А.Г. Влияние геометрических параметров на работу подшипника с плавающей втулкой / А.Г. Бургвиц, Г.А. Завьялов, А.Л. Тевелев. — Известия ВУЗов. Машиностроение, 1966, №2. С.60— 66.

10. Бургвиц, А.Г. Несущая способность подшипников скольжения с плавающими элементами при нагружении силами переменного направления /

11. А.Г. Бургвиц, A.JI. Тевелев. Известия вузов. Машиностроение, 1968, №8. -С.75-78.

12. Букер. Динамически нагруженные радиальные подшипники скольжения. Численное приложение метода подвижностей / Букер. — Теоретические основы инженерных расчетов. М.: Мир, 1971, №3. С. 1-12.

13. Коженков, A.A. Методика численного моделирования системы «ротор-подшипники скольжения» турбокомпрессора. // A.A. Коженков, P.C. Дейч. С-Пб: Двигателестроение, 1996, №3-4. - с.39-41.

14. Ли. Статические и динамические характеристики радиальных подшипников с плавающей втулкой // Труды американского общества инженеров-механиков / Ли, Роде. Проблемы трения и смазки. М.: Мир — 1982. -№3. - С.64-70.

15. Роде. Обобщенная теория короткого подшипника. // Труды американского общества инженеров-механиков. Проблемы трения и смазки. / Роде, Ли.- М.: Мир 1980. -№3. — С.13-18.

16. Танака, Хори. Характеристики устойчивости подшипников с плавающей втулкой. // Труды американского общества инженеров-механиков. Проблемы трения и смазки. М.: Мир 1972. - №3. - С.55-58.

17. Ли. Статические и динамические характеристики радиальных подшипников с плавающей втулкой. // Труды американского общества инженеров-механиков. Проблемы трения и смазки / Ли, Роде. М.: Мир - 1982. -№3.-С.64-70.

18. Оркат. Статические и динамические характеристики радиального подшипника с плавающей втулкой. // Труды американского общества инженеров-механиков. Проблемы трения и смазки / Оркат, Нг. — М.: Мир 1968. -№4.-С.30-45.

19. Шитиков, И.А. Метод расчета и исследование гидродинамического подшипника скольжения с вращающейся втулкой. Автореф. . .канд.техн.наук / И.А. Шитиков. Казань, 1996. - 18 с.

20. Курин, JI.M. Разработка алгоритмического и программного обеспечения линейного анализа изгибных колебаний роторов турбомашин с учетом перекосов шеек в подшипниках скольжения: дис.канд.техн.наук / Л.М. Курин. Казань, 1995.

21. Ли. Динамика роторов на подшипниках с плавающей втулкой. // Труды американского общества инженеров-механиков. Проблемы трения и смазки / Ли. М.: Мир. 1982. №4. - С. 34 - 42.

22. Shaw, С. 1947, An Analysis of the Full-Floating Journal Bearing / Shaw. C, and Nussdorfer, T. NACA Report No., 866. pp. 95-107.

23. Born, H. Analytical and Experimental Investigation of the Stability of the Rotor-Bearing System of a New Small Turbocharger // H. Born. ASME Paper No. 87-GT-II0.1987. - C. 97 - 99.

24. San Andres, L. Modem Lubrication Theory, Notes 4. Static Load Performance of Plain Journal Bearings / L. San Andres. — Texas A&M University. 2000.-C. 1-13.

25. Orcutt, F. Steady-State and Dynamic Properties of the Floating-Ring Journal Bearing / F. Orcutt., and C. Ng. ASME J. l.ubr. Technol. 1968. - C.243-253.

26. Tatara, A. An Experimental Study on the Stabilizing Effect of Floating Bush Journal Bearings / A. Tatara // Bull. JSME, 1970, 13. - C. 859-863.

27. Sahay S. Turbocharger Rotordynamic: Instability and Control, Proc. 8th Workshop on Rotordynamic Instability Problems in High-Performance Turbo machinery / S. Sahay., G. LaRue. Texas A&M University, College Station. 1996. -C. 247-257.

28. Tanaka, M. Stability Characteristics of Floating Bush Bearings / M. Tanaka, Y. Hori // ASME J. Lubr. Technol., 1972. - C. 248-259.

29. Trippett, R. High-Speed Floating-Ring Bearing Test and Analysis / R. Trippett, D. Li. // ASLE Trans., 1983, 27(1). C. 73-81.

30. Li, C. Dynamics of Rotor Bearing Systems Supported by Floating Ring Bearings / C. Li // ASME J. Lubr. Technol., 1982, 104. C. 469-477.

31. San Andres, L. Thermal Effects, on the Performance of Floating Ring Bearings for Turbochargers / L. San Andres, J. Kerth. Proc. Inst. Mech. Eng., Part J: J. Eng. TriboL, 218. 2004. - C. 1-14.

32. San Andres, U Rivadeneira, J., Chinta, M., Gjika, K., and LaRue, G., 2005, "Nonlinear Rotordynamics of Automotive Turbochargers—Predictions and Comparisons to Test Data," ASME Paper No. GT2005-68177.

33. Kerth, J. Prediction and Measurement of the Rotordynamic Response of an Automotive Turbocharger with Floating Ring Bearings / J. Kerth. // MS thesis. Texas A&M University, College Station, TX, 2003. - C. 201-208.

34. Rivadeneira, J. Predictions versus Measurements of Turbocharger Nonlinear Dynamic Response / J. Rivadeneira // MS thesis. Texas A&M University, College Station, TX, 2006. - C. 187-193.

35. A Virtual Tool for Prediction of Turbocharger Nonlinear. Dynamic Response: Validation Against Test Data / San Andres, L,, Rivadeneira, J„ Gjika, K.,

36. Groves, С, and LaRue, G. // ASME Paper No. GT2Q06-90873. 2006. C. 192198.

37. Бояршинова, A.K. Оптимизация опор скольжения с подвижными втулками / А.К. Бояршинова, В.В. Смирнов // Оптимизация эксплуатационных свойств опор скольжения. — Тр. Школы-семинара "Триболог-бМ" с международным участи ем. Ярославль, 1990. - С.28-31.

38. Бояршинова, А.К. Нелинейный анализ динамики ротора турбокомпрессора в подшипниках с подвижными втулками / А.К. Бояршинова // Техническая эксплуатация, надежность и совершенствование автомобилей. — Челябинск, 1990. С. 46 - 53.

39. Задорожная, Е.А. Использование опор с промежуточными элементами в уравновешивающих механизмах / Е.А. Задорожная, A.B. Hey строев // Техническая эксплуатация, надежность и совершенствование автомобилей. -ЧГТУ, 1996.-С. 46-49.

40. Прокопьев, В.Н. Экспериментальное исследование гидродинамических давлений в масляном слое подшипников коленчатого вала тракторных двигателей / В.Н. Прокопьев, В.И. Суркин, А.И. Завражнов // Научн.тр. Челябинск: ЧИМЭСХ, 1970, вып.44. - С.144-151.

41. Прокопьев, В.Н. Исследование погрешности измерения траекторий центра шеек коленчатого вала подшипников ДВС / В.Н. Прокопьев, В.В. Иванов, Э.Р. Рунг, Г.Н. Волченко // Научн.тр. Челябинск: ЧПИ, 1972, вып. 119. - С.39-52.

42. Хамидулин, И.В. Экспериментальное исследование динамически нагруженных опорных подшипников турбокомпрессоров / И.В. Хамидулин, В.А. Максимов. Тяжелое машиностроение, 1992, № 5. - С. 17-19.

43. Кнельц, В.Ф. Исследование влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на параметры работы радиальных подшипников скольжения высоконапорных турбокомпрессоров: автореф. дис. канд. техн. наук. / В.Ф. Кнельц. Киев, 1980. - 20с.

44. Каминский, В.Н. Турбонаддув автомобильных и тракторных двигателей основа развития мирового и отечественного двигателестроения.

45. B.Н. Каминский // Международная научно-техническая конференция «Турбонаддув автомобильных и тракторных двигателей», тезисы докладов. -Протвино, 2009. С. 89-90.

46. Рождественский, Ю.В. Связные задачи динамики и смазки сложно-нагруженных опор скольжения: дис. . докт.техн.наук. / Ю.В. Рождественский — Челябинск, 1999.-347с.

47. Бояршинова, А.К. Разработка метода гидродинамического и теплового расчета опор с плавающими невращающимися втулками: дис. канд. техн. наук / А.К. Бояршинова. Челябинск, 1993. - 225с.

48. Задорожная, Е.А. Совершенствование и расширение области применения метода расчета динамики и гидромеханических характеристик опор скольжения с плавающими втулками: дисс. . канд. техн. наук / Е.А. Задорожная. Челябинск, ЮУрГУ, 2002. - 166 с.

49. Brant, A. Multigrid Algorithms for the Solution of Linear Complementarity / A. Brant, C.W. Cryer // Problems Arising from Free Boundary Problems. -SIAM/J.Sci. Stat.Comput., 1983, V.4, N 4. C. 655-684.

50. Брандт. Расчеты многосеточным адаптивным методом в гидродинамике / Брандт // Ракетная техника и космонавтика. М.: Мир. - 1980, -№10.- С. 18-25.

51. Ильин, В.П. Численные методы решения задач электрофизики / В.П. Ильин. М.: Наука, 1985. - 334 с.

52. Прокопьев, В.Н. Гидродинамический расчет подшипников скольжения с кольцевой канавкой / В.Н. Прокопьев Вестник машиностроения, 1979, №5. - С.26.

53. Прокопьев, В.Н. Решение разностного уравнения Рейнольдса для давления в смазочном слое на последовательности сеток / В.Н. Прокопьев, В.Н. Анисимов. Научн. Тр. // ЧПИ, 1980, №248. - С.78-88.

54. Keogh, P.S. Influence of inlet conditions on the thermohydrodynamic state of fully circumferentially grooved journal bearing. P.S. Keogh, M.M. Khon-sari // Transaction of ASME, Vol. 123, July, 2001. C. 525-532.

55. Maki, E.R. Thermally Induced Whirl of Rigid Rotor on Hydrodynamic Journal Bearing / E.R. Maki, H.A. Ezzat // ASME J. Lubr. Technol., 102. 1980. -C. 8-14.

56. Wendt, F. Turbulente Stromungen Zwischen Zwei Rotierenden Konaxialen Zylindern / F. Wendt // Ingenieur-Archiv, 4, 1933. C. 577-595.

57. Лямцев, Б.Ф. Основные направления развития автомобильных турбокомпрессоров / Б.Ф. Лямцев, Э.В. Аболтин // Автомобильная промышленность, 1982. №10. С.З -11.

58. Богодяж, И.П. Экспериментальные исследования виброустойчивости ротора турбокомпрессора ТКР-11 / И.П. Богодяж, Ю.В. Кривной, В.М. Цапкин // В сб. Техническая эксплуатация, надежность и совершенствование автомобилей. Челябинск: ЧПИ, 1988. - С.42 - 48.

59. Ханин, Н.С. Автомобильные двигатели с турбонаддувом / Н.С. Ха-нин, Э.В. Аболтин, Б.Ф. Лямцев. М., "Машиностроение", 1991. - 336с.

60. Моргулис, Ю.Б. Турбонаддув тракторных двигателей / Ю.Б. Мор-гулис, Г.М. Поветкин. -М.: Машиностроение, 1985. -253с.

61. Иванов Д.Ю. Применение метода фазовых портретов для оценки динамики и состояния трибосопряжений ротор-втулка. — Дисс. . канд. техн. наук / Д.Ю. Иванов Челябинск, ЮУрГУ, 2002. - 166 с.

62. Элрод. Алгоритм расчёта зоны кавитации / Элрод // ТАОИМ. М.: Мир / Серия Ф. Проблемы трения и смазки. - 1981. -№3. - С.28-32.

63. Гаврилов К.В. Применение алгоритма сохранения массы при расчете гидромеханических характеристик и оптимизации параметров сложнона-груженных подшипников скольжения: дисс. . канд. техн. наук / К.В. Гаврилов Челябинск, ЮУрГУ, 2006. - 150 с.

64. Белоглазов, Н.С. Оценка ресурса капитально отремонтированных турбокомпрессоров по результатам стендовых испытаний. Диссертация на соискание степени к.т.н. Челябинск, ЧГАУ, 1997. -170с.

65. Зак, И.А. Установка для испытания турбокомпрессоров в рабочем режиме / Зак И.А. // Автомобильная промышленность, №12, 1969.

66. Круглов, М.Г. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания / Круглов М.Г. — М.: Машиностроение, 1973.

67. Макаров, М.А. Разработка метода предремонтной диагностики и оценки качества ремонта турбокомпрессоров на безмоторном стенде: Дисс. на соискание уч. ст. канд. техн. наук / М.А. Макаров, Челябинск, 1980. - С. 160.

68. Ясногородский, Я.Д. производственные испытания турбокомпрессоров, СМД ТКР - 11Н / Ясногородский Я.Д. // Тракторы и сельхозмашины, №3, 1970.

69. Генкин М.Д. Вибрации механизмов с зубчатыми передачами. / Ген-кин М.Д., Айрапетов Э.Л. -М.: "Наука", 1978.

70. Генкин, М.Д. Виброакустическая диагностика машин и механизмов / Генкин М.Д., Соколова А.Г. М.: Машиностроение, 1987. - 288с/

71. Колосова, О.П. Вибродиагностика роторной системы на подшипниках качения. Спец. 01.02. 06. Дисс. на соискание уч. ст. к.т.н. / Колосова О.П. Челябинск, ЮУрГУ, 1999 - 207с.

72. Application of Vibration Measurement and Analysis in Machine Main-tainance, Bruel and Kaer. Denmark: Printed by Naerum Offset, 1985.

73. Светлицкий, B.A. Случайные колебания механических систем. / Светлицкий В.А. -М.: "Машиностроение", 1976.

74. Сигналы и их обработка в информационных системах. П.С. Акимов, А.И. Сенин, В.И. Соленов. М.: Радио и связь, 1994. -256с.

75. Херлуфсен X. Двухканальный анализ на основе БПФ (часть 1). Брюль и Къер. Нерум, Дания: К. Ларсен и сын, 1984.

76. Колосова О.П. Вибродиагностика роторной системы на подшипниках качения. Автореферат дисс. на соискание уч. степени к.т.н. спец 01.02.06. / Колосова О.П. -Челябинск, 1999.

77. Берроуз. Моделирование сил реакций масляной пленки в подшипниках со сдавливаемой пленкой / Берроуз, Саинкал, Ку Кук // Проблемы трения и смазки, №2, 1986. — С.113 — 118.

78. Акимов, П.С. Сигналы и их обработка в информационных системах. П.С. Акимов, А.И. Сенин, В.И. Соленов. -М.: Радио и связь, 1994. -256с.

79. Шмидт, В.П. Исследование и обоснование диагностических параметров подшипников скольжения турбокомпрессора трактора К 700./ Шмидт В.П. // Науч. тр. ГОСНИТИ, том 41 - М.: ГОСНИТИ, 1973, - с.89 -96.

80. Гольдберг, Л.М. Цифровая обработка сигналов: Справочник/ Л.М. Гольдберг, Б.Д. Матюшкин, М.Н. Поляк. М.: Радио и связь, 1985. - 312 с.

81. Акт о внедрении разработок ВУЗа ООО «ЧТЗ Уралтрак»

82. Справка о внедрении в производство научно-исследовательской работы от ООО «ЧТЗ Уралтрак».

83. Патент на полезную модель № 57848 «Турбокомпрессор»

84. Свидетельство о официальной регистрации программы №2002611823 «Комплекс программ анализа динамики роторов на трехслойных подшипниках скольжения»

85. Свидетельство о официальной регистрации программы №2010612190 «Комплекс программ анализа динамики и гидромеханических характеристик подшипников скольжения с промежуточными элементами с учетом жесткости корпуса «Жесткость».т1. УТВЕРЖДАЮ

86. Настоящим документом подтверждено, что научно-исследовательская работа Вузовско-академической лаборатории «Триботехника», выполненная по договору №2004071 внедрена и используется ООО «Челябинский тракторный завод УРАЛТРАК».

87. Исполнители: проф., д.т.н. Прокопьев В.Н., доц., к.т.н. Бояршинова А.К., доц., к.т.н. Задорожная Е.А., асс. Фишер А.С., доц., к.т.н. Захезин A.M., доц. к.т.н. Иванов Д.Ю., ст. преп. Гаврилов К.В., асп. Крахмалева В.Н.

88. В результате выполненных исследований разработаны теоретические основы расчета нелинейных колебаний подвижных элементов и гидромеханических характеристик подшипников скольжения с тремя смазочными слоями.

89. Завода Топливной Аппаратуры

90. Главный конструктор ГСКЁ «ТРАНСДИЗЕЛЬ»1. ООО «ЧТЗ УРАЛТРАК»1. Ахметжанов М.Ш.1. Мурзин B.C.фffi «ЧЕЛЯБИНСКИЙ ТРАКТОРНЫЙ ЗАВОД УРАЛТРАК»

91. ОБЩЕСТВО С ОГРАНИЧЕННОЙ ОТВЕТСТВЕННОСТЬЮ

92. РОССИЯ, 454007, г. Челябинск, пр Ленина, 3 Тел: (351) 775-17-60 Факс (351) 772-95-83 E-mail: tractor@chtz.chel.su www.chtz-uraltrac ru ^ ¡—0а.0&.'г0-/0 , A3 на №

93. О внедрении в производство научно-исследовательской работы

94. Результаты проведенных в указанной научной работе исследований используются предприятием при проектировании и совершенствовании новых конструкций подшипников роторов турбокомпрессоров других типоразмеров.

95. ООО «ЧТЗ-Уралтрак» отмечает высокий уровень выполненной научной работы, позволившей решить проблему надежности подшипникового узла ротора турбокомпрессора ТКР-8,5С.ш^шШсжАт ФВДШР ащжшаж ж жж ж ж ж жж *ж ж ж ж ж ж ж ж ж ж ж жж ж1. ЖЖЖЖЖЖ