автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Совершенствование методики расчета роликовых подшипников опор ГТД с учетом проскальзывания и заедания

РГ6

2 г

ОД

СЕН 1Ь9Й

На правах рукописи

АКИФЬЕВ ВЛАДИМИР ИВАНОВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА

РОЛИКОВЫХ ПОДШИПНИКОВ ОПОР гтд С УЧЕТОМ ПРОСКАЛЬЗЫВАНИЯ И ЗАЕДАНИЯ

05.07.05 - Тепловые двигатели летательных аппаратов

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Самара -1998

Работа выполнена в Самарском Государственном аэрокосмическом университете имени академика С.П.Королева.

Научный руководитель - кандидат технических наук,

доцент Данильченко А.И.

Официальные оппоненты

Ведущее предприятие

- доктор технических наук, профессор Гриценко Е.А.,

кандидат технических наук, доцент Жильников Е.П.

- СКБМ (г.Самара, Россия).

Защита состоится "_" 1998 г. в_часов на заседа-

нии диссертационного совета Д 063.87.01 Самарского Государственного аэрокосмического университета имени академика С.П.Королева по адресу : 443086, г.Самара, Московское шоссе, 34.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан " Л " O-S-WtfjLb^Jj 1998 i

Ученый секретарь

диссертационного совета Коптев А.Н.

д.т.н., профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Теория цилиндрического роликового подшипника (РП), применяемая в инженерных расчетах, базируется на допущении об отсутствии проскальзывания в контактах роликов с дорожками качения колец, а частоты вращения роликов и сепаратора принимаются постоянными. При этом исключается влияние нагрузки, радиального зазора, вязкости смазки, массы роликов и сепаратора, расположения направляющих бортиков на наружном или внутреннем кольце и т. д. на кинематику РП и теоретический анализ работы последнего не отражает многих происходящих в нем процессов. Долговечность авиационных РП определяется расчетом на усталостное выкрашивание, в то время как анализ статистики выходов из строя РП газотурбинных двигателей (ГТД) показывает, что в большинстве случаев выход РП из строя обусловлен износом дорожек и тел качения, причем особенно часто наблюдается заедание в контактах роликов с дорожками качения колец, вызываемое их относительным проскальзыванием.

Прогресс авиадвигателестроения связан с интенсификацией рабочих процессов, ужесточением режимных параметров ГТД. В последнее время резко возросли частоты вращения роторов, увеличился уровень теплонапряженности ГТД и рабочие температуры подшипников, снизились радиальные нагрузки на подшипники вследствие борьбы за уменьшение веса ГТД. Поэтому РП ГТД в основном подбираются не по воспринимаемой нагрузке, а по посадочному диаметру вала и зачастую работают недогруженными. Это часто приводит к снижению долговечности РП опор валов за счет проскальзывания, что является существенным препятствием на пути создания двигателей следующего поколения.

Теоретические и экспериментальные исследования кинематики высокоскоростных цилиндрических РП, проведенные в России и за рубежом, выявили некоторые закономерности в работе РП в условиях проскальзывания, но законченной теории проскальзывания в РП, удобной для применения в инженерных расчетах, пока нет. Поэтому разработка методов расчета РП на проскальзывание является важной и актуальной задачей.

Целью работы является разработка математической модели легко нагруженного высокоскоростного цилиндрического РП, используемого в качестве опоры ротора ГТД, и инженерной методики его расчета на проскальзывание и заедание.

Основными задачами работы являются:

- разработка плоской квазидинамической модели цилиндрического РП с учетом неизотермического поведения смазки в контактах роликов с дорожками качения колец, гидродинамического сопротивления вращению роликов и сепаратора, а также влияния изменений геометрических параметров РП от условий на-гружения и режима работы;

- разработка методики расчета РП на заедание;

- теоретическое исследование проскальзывания в РП ряда ГТД;

- экспериментальная проверка полученных при теоретическом исследовании зависимостей и применение результатов для анализа дефектов РП роторов ГТД.

Методы исследования. Для решения поставленных задач использовались методы теоретической механики, теории ГТД, эластогидродинамики, гидродинамики, теории вероятностей и математической статистики. Теоретической основой являлись работы Галахова М.А., Дроздова Ю.Н., Камерона А., Лойцянско-го Л.Г., Рамбаргера, Хэмрока и Даусона, Широбокова В.В., Шлихтинга Г. и др.

Научная новизна работы заключается в том, что впервые разработаны:

- плоская квазидинамическая модель легко нагруженного высокоскоростного цилиндрического РП ротора ГТД, позволяющая рассчитывать частоты вращения роликов и сепаратора в зависимости от условий нагружения и режима работы с учетом влияния нагрева смазки в контактах роликов с дорожками качения колец от скольжения и термоэффекта входной зоны, влияния сепаратора па трение в РП, неравномерности движения роликов и их трения по направляющим бортикам колец;

- методика расчета РП на проскальзывание;

- методика расчета РП на заедание;

- методика определения диапазона допустимых радиальных зазоров в РП.

Автор защищает:

- математическую модель высокоскоростного легко нагруженного цилиндрического РП;

- методику расчета РП на проскальзывание;

- методику расчета РП на заедание;

- результаты исследования проскальзывания и заедания в РП, используемых в качестве опор роторов ГТД.

Практическая ценность работы заключается в повышении эффективности проектирования и доводки подшипниковых узлов ГТД за счет уменьшения времени и затрат на проведение этих работ, а также в повышении работоспособности подшипниковых узлов и, следовательно, повышении надежности и долговечности самих ГТД.

Достоверность полученных результатов подтверждается удовлетворительной согласованностью с результатами проведенных экспериментов как на специальном стенде, так и в составе ГТД.

Реализация результатов работы. Результаты работы использованы при доводке опор ротора свободной турбины ГТД НК-12СТ в Самарском конструкторском бюро машиностроения им. М.В.Фрунзе.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждены на ГУ Всесоюзной конференции "Контактная гидродинамика" (г.Куйбышев, 1986г.), Всесоюзной научно-технологической конференции "Со-

временные проблемы триботехнологии" (г.Николаев, 1988г.), Первой Всесоюзной школе-конференции "Математическое моделирование в машиностроении" (г.Куйбышев, 1990г.). V Всесоюзной конференции "Контактная гидродинамика" (г.Самара, 1991г.), VI Всероссийской конференции "Контактная гидродинамика" (г.Самара, 1996г.).

Публикации. Основное содержание работы опубликовано в 12 публикациях в центральной печати.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и списка литературы. Объем работы составляет 163 страницы машинописного текста, 58 рисунков, 8 таблиц. Список литературы включает в себя 115 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении приведено обоснование актуальности темы диссертации, формулируется цель и дается общая характеристика работы.

В первой главе приведен анализ состояния исследуемой проблемы и постановка задачи. Рассмотрены особенности конструкции и условий работы РП, применяемых в узлах опор компрессоров и турбин ГТД, и показано, что большинство неисправностей РП ГТД связано с проскальзыванием в контактах роликов с кольцами, физическая сущность которого заключается в нарушении равновесия моментов вращения и сопротивления, приложенных к сепаратору с комплектом роликов. Проанализирована работа РП в условиях проскальзывания и показано, что при проскальзывании из-за большого тепловыделения вязкость смазки в зоне контакта уменьшается, снижается ее несущая способность, что может привести к заеданию поверхностей дорожек качения колец и роликов. Применяемые в настоящее время способы борьбы с проскальзыванием в РП (увеличение радиальной нагрузки, уменьшение радиального зазора, применение овальных наружных колец, пустотелых роликов, оптимальной шероховатости дорожек качения роликов и колец, модификация контакта торец ролика - направляющий бортик кольца и т.д.) требуют длительных и дорогостоящих испытаний в случае каждого отдельного РП для всех режимов его работы в связи с тем, что рабочие условия высокоскоростных легко нагруженных РП ГТД изменяются в широких пределах, а рабочий радиальный зазор соизмерим с деформациями и толщинами масляных слоев в контактах роликов с кольцами (особенно в условиях запуска при отрицательной температуре).

Для расчета РП на заедание наиболее целесообразно применить критерии заедания, разработанные и широко применяемые для цилиндрических зубчатых передач: в обоих случаях заедание происходит в линейных контактах качения со скольжением смазанных цилиндрических тел. Однако для расчета критерия заедания кроме геометрических параметров контакта, характеристик смазки и материалов роликов и колец необходимо знать нагрузки и скорости скольжения,

которые определяются кинематикой роликов и сепаратора. Поэтому для расчета на заедание вначале следует провести расчет РП на проскальзывание.

Проведенный анализ существующих моделей РП и методик расчета на проскальзывание, показал, что наиболее достоверные результаты получены на основе баланса моментов вращения и сопротивления, приложенных к сепаратору с комплектом роликов, с учетом сил инерции и эластогидродинамики смазки. Рассмотрены особенности разработки математической модели РП ГТД с критикой существующих моделей: соизмеримость толщин масляных пленок в контактах роликов с кольцами с радиальным зазором в РП, ограничения применимости изотермических формул эластогидродинамики для расчета толщины масляной пленки и силы трения в контакте, учет характера течения смазки на всех поверхностях деталей РП и влияние трения качения при определении моментов гидродинамического сопротивления роликов и сепаратора от перемешивания смазки, учет изменений геометрических параметров РП в зависимости от режима работы.

Рассмотрены особенности расчета РП ГТД на заедание: анализ существующих критериев заедания и выбор приемлемого критерия, определение наиболее опасного для заедания положения ролика в РП.

На основе выполненного анализа состояния исследуемой проблемы сформулированы основные задачи диссертационной работы.

Во второй главе изложена плоская квазидинамическая модель цилиндрического РП, которая позволяет определить распределение нагрузки по роликам, контактные напряжения, частоты вращения роликов и сепаратора и мощность, потребляемую РП. Силы трения в смазанных контактах роликов с дорожками качения колец определяются на основе эластогидродинамической модели, учитывающей вязкостный нагрев смазки. Модель учитывает силы гидродинамического сопротивления, возникающие на поверхностях роликов и сепаратора при их вращении в масловоздушной среде опоры, трение сепаратора по центрирующей поверхности, а также тепловые деформации и деформации от центробежных сил деталей РП, корпуса и вала и силы взаимодействия роликов с направляющими бортиками колец и сепаратором. Отличительные особенности модели Р11 от ранее опубликованных следующие:

- учтено влияние вязкостного нагрева смазки в контактах роликов с кольцами при определении толщин масляных пленок, сил трения скольжения и качения;

- момент трения сепаратора по центрирующей поверхности рассчитывается по теории узкого подшипника скольжения с учетом его эксцентричного смещения в РП;

- модель позволяет рассчитывать межвальные РП и РП с различным расположением направляющих бортиков и способом центрирования сепаратора;

- учтено влияние жесткости масляных пленок в контактах роликов с кольцами на распределение нагрузки по роликам.

Основные допущения модели РП следующие:

1) оси колец, роликов и сепаратора параллельны;

2) сепаратор вращается равномерно, без ускорения;

3) переход ролика из состояния ведущего сепаратор в состояние ведомого сепаратором и обратно происходит мгновенно;

4) нагрузка ог дисбаланса пренебрежимо мала;

5) вибрации отсутствуют;

6) погрешности изготовления деталей РП не учитываются.

Движение сепаратора и центров масс роликов рассматривается в неподвижной системе координат ХОУ, в которой к РП приложена внешняя радиальная нагрузка Я (рис. 1). Вращение роликов анализируется в системах координат связанных с их центрами масс и вращающихся с частотой вращения сепаратора шс относительно центра О системы координат ХОУ. Под действием нагрузки Я внутреннее кольцо смещается относительно наружного на величину Д и полная деформация в контактах с кольцами 5, для ]-го ролика, расположенного под углом ф^ относительно вектора нагрузки К, равна

п /

8 =4'+4? = ЬуСощ + - у2 + /$. где 5у и 50] - деформации, а Ьу и Ьф - толщины масляных пленок в контактах ролика с внутренним " 1 " и наружным "о" кольцами; Б - радиальный зазор в РП в рабочих условиях, определяемый с учетом деформаций колец РП, корпуса и вала от центробежных сил и тепловых расширений, так как его величина соизмерима с суммарной толщиной масляных пленок. Деформация в контакте ролика с кольцом с учетом жесткости масляного слоя равна (опуская индексы)

где О - нормальная нагрузка в контакте, - жесткость контакта. Скорости качения и и скольжения V в контактах роликов с кольцами определяются (опуская индексы)

и = ± у) I®, - ®с| + г\а>и\],

Здесь ^ и г0 - радиусы дорожек качения внутреннего и наружного колец; у = 2гш /(/; - отношение радиуса ролика гш к среднему радиусу РП (знак "+" перед у соответствует контакту ролика с наружным кольцом, "-" - с внутренним); ©¡, о0, юс и й>ш - частоты вращения внутреннего и наружного колец, сепаратора и ролика.

Система уравнений движения ролика (рис. 2) включает в себя условия статического и динамического равновесия ролика, условие совместимости деформаций ролика и колец, условие равновесия внутреннего кольца и имеет вид

=0, (1) + = (2)

( ^ асощ

гАр«- йл - =-

8и + 801 = Дх втр, + Лу со Ъ(р1 + +

О)

(3)

(4)

(5)

Хо, с°щ = кг

(6)

где Оо], - нормальные нагрузки, а Ру, F0j, - силы трения в контактах ролика с внутренним и наружным кольцами и сепаратором; Ра - сила трения в контакте ролика с направляющим бортиком; СР, Рм и 1Ш- центробежная сила ролика, его вес и момент инерции относительно оси вращения; г - количество роликов в подшипнике. Неизвестные в системе уравнений (1-6) (Зу, С^-, Сф Дх и Ду. Силы трения в контактах ролика с кольцами Ру и Р0], моменты трения качения О,,!,., и определяются по эластогидродинамической теории с учетом неизотермического поведения смазки, момент сопротивления вращению Тга^ - по теории пограничного слоя. Трение в контактах ролика с сепаратором и направляющим бортиком считается кулоновским.

Система уравнений, описывающая движение сепаратора (рис. 3), состоит из условий его статического и динамического равновесия

где Рс и .1с - вес и момент инерции сепаратора; Тгс - момент сопротивления вращению сепаратора, который определяется по теории пограничного слоя (сопротивление от перемешивания смазки) и теории узкого подшипника скольжения (сопротивление от трения на центрирующей поверхности). Частота вращения сепаратора шс определяется итерационным методом из условия динамического равновесия (9).

Решение производится численно в три этапа. На первом этапе решается задача распределения нагрузки по роликам без учета смазки, сил трения, влияния сепаратора и в предположении, что ролики и сепаратор вращаются без проскальзывания. На втором этапе решается задача первого этапа с учетом влияния толщины слоя смазки в контактах роликов с кольцами. На третьем этапе решается задача динамического равновесия сепаратора с учетом всех факторов.

Далее представлены результаты ^оретического исследования проскальзывания и заедания в РП с помощью вышеописанной модели на примере РП 6-2672832Р5У, применяемого в узлах опор турбин ряда ГТД.

(7)

(8)

+ Л».

(9)

Проанализировано влияние внешней радиальной нагрузки Л, частоты вращения вала со,-, радиального зазора в РП при рабочих условиях Б, вязкости смазки, объемной доли смазки в масловоздушной среде опоры, длины цилиндрической части роликов, расположения направляющих бортиков, способа центрирования сепаратора и количества роликов в РП на проскальзывание сепаратора ес, которое оценивалось по формуле

Ю^-й)

а*

где cúf- - частота вращения сепаратора при работе РП без проскальзывания. Установлено, что существует критическое значение радиальной нагрузки R, ниже которого происходит резкий рост проскальзывания сепаратора sc (рис. 4).

Зависимость частоты вращения ролика сога за один оборот сепаратора (рис. 5) имеет минимум на входе в зону нагружения и максимум - за линией действия радиальной нагрузки R. При увеличении проскальзывания сепаратора частота вращения ролика сом уменьшается. В зависимости от режима работы РП частота вращения ролика может иметь второй максимум (перед линией действия радиальной нагрузки R), который сглаживается при увеличении проскальзывания сепаратора е0.

Из анализа зависимости силы взаимодействия ролика с перемычкой сепаратора Qc за один оборот последнего (рис. 6) видно, что увеличение проскальзывания сепаратора £с уменьшает действующие на него силы.

При ведущем внутреннем кольце скорость скольжения в контакте ролика с внутренним кольцом V¡ больше, чем с наружным V0 (рис. 7). Качественно зависимости скоростей скольжения V¡i0 обратнопропорциональны зависимости частоты вращения ролика сом и имеют максимум на входе в зону нагружения, а минимум - за линией действия нагрузки R.

Гидродинамическое сопротивление в РП не зависит от радиальной нагрузки R, прямопропорционально частоте вращения сепаратора шс и уменьшается при увеличении его проскальзывания ес. Из всех затрат мощности на гидродинамическое сопротивление в РП до 40...45% создается сепаратором, а при радиальной нагрузке R меньше критического значения гидродинамическое сопротивление сепаратора составляет до 70% всех потерь мощности на его привод.

Для оценки противозадирной стойкости РП был проведен сравнительный анализ зависимости от проскальзывания сепаратора sc трех критериев заедания в контактах роликов с дорожками качения колец:

- удельная неизотермическая толщина масляной пленки (Баскин Э.М. Уравнения долговечности силового подшипника при различных режимах смазки //Проблемы машиностроения и надежности машин. - 1993. - №5. - С. 57-64.)

h

X = г- < 1,

■^Ra] + Ra\

где Rai и Ra2 - средние арифметические отклонения профилей поверхностей в контакте;

- критерий заедания по максимальному контактному давлению (Дроздов Ю.Н., Павлов В.Г., Пучков В.Н. Трение и износ в экстремальных условиях. Справочник. - М.: Машиностроение, 1986. - 223с.)

1,88-

где т)5о - вязкость смазки при 50°С, 1ие - длина цилиндрической части ролика, а Г, О и г - коэффициент трения, нагрузка и приведенный радиус кривизны в контакте;

- критерий заедания по предельной толщине масляной пленки (Дроздов Ю.Н., Павлов В.Г., Пучков В.Н. Трение и износ в экстремальных условиях. Справочник. - М.: Машиностроение, 1986. - 223с.)

2,37£/°'У-2У°-г95 а^З* Ср)0'2' Д'с'105 ^

К/, — ( ^ ^ °'205 ~

где т] и а - вязкость и пьезокоэффициент вязкости смазки при атмосферном давлении и температуре контакта, д, 5* и Ср - коэффициент теплопроводности, температурный коэффициент вязкости и удельная теплоемкость смазки в контакте, Е' - приведенный модуль упругости контактирующих тел. Сравнением с экспериментальными данными установлено, что наиболее приемлемым для расчета на заедание РП ГТД является критерий заедания по максимальному контактному давлению К0. Исследованием критериев заедания показано, что наиболее опасное с точки зрения возникновения заедания положение ролика - на входе в зону нагружения, где значения критериев Кц и К„ минимальны, а скорость скольжения максимальна (рис. 7, 8). Критерий к может служить лишь для оценочных расчетов.

По критерию заедания можно назначить величину максимально допустимого проскальзывания сепаратора бс, не приводящего к возникновению заедания в РП и, следовательно, величины минимально допустимой радиальной нагрузки К или максимально допустимого рабочего радиального зазора Б. А по номинальной долговечности Ь (расчет которой усовершенствован для случая работы РП с проскальзыванием) можно назначить значение минимально допустимого радиального зазора Б. В итоге ограничения радиального зазора Б в РП по долговечности и заеданию дают диапазон допустимых радиальных зазоров Б (рис. 9).

Проанализированы особенности проскальзывания в межвальном РП при ведущем внутреннем кольце. Установлено, что зависимости проскальзывания сепаратора ес от радиальной нагрузки К, частоты вращения ролика юи, силы взаимодействия ролика с перемычкой сепаратора С*с, скоростей скольжения в

контактах роликов с кольцами У^ качественно не отличаются от аналогичных зависимостей в РП с неподвижным наружным кольцом. Однако заедание в меж-вальном РП наступает при меньшем значении проскальзывания сепаратора сс, чем в РП с неподвижным наружным кольцом, причем величина допустимого проскальзывания сепаратора ес снижается при увеличении частот вращения колец. Для каждой разницы частот вращения колец в межвальном РП возможно такое их соотношение, при котором проскальзывание сепаратора ес минимально. Сепаратор в межвальном РП менее нагружен, чем в РП с неподвижным наружным кольцом.

В третьей главе представлено описание экспериментального стенда исследования проскальзывания в РП, объектов исследования, методики проведения экспериментов и сравнение результатов теоретического и экспериментального исследований проскальзывания в РП ГТД.

Экспериментальный стенд, имитирующий реальные условия работы РП в опорах ГТД, включает испытуемый узел с системами привода, нагружения и смазки, систему термометрирования, систему измерения кинематики деталей РП и контрольные приборы.

В качестве исследуемых объектов выбраны РП 6-2672832Р5У (160x200x33 мм) и 6-26729Э4РЗ (170x230x36 мм), широко применяемые в опорах роторов ГТД. Охлаждение и смазка первого РП осуществлялись маслосмесью, состоящей по объему из 50% масла МС-20 и 50% трансформаторного, а второго - трансформаторным маслом. Прокачка смазки через испытуемые РП составлял 13,5 л/мин, температура масла на входе в подшипниковый узел изменялась от 20°С до 90°С. Диапазон изменения частот вращения вала составлял 0...8000 об/мин, радиальной нагрузки на подшипник К - 0,7...4,5 кН.

В процессе проведения экспериментов варьировались радиальная нагрузка Я, монтажный радиальный зазор Б, частота вращения вала Ю; и температура масла на входе в подшипниковый узел. Измерялись частоты вращения вала со,, сепаратора сос, ролика сою, радиальная нагрузка Л, температура наружного кольца РП и масла на входе в подшипниковый узел. Точность измерений выражалась доверительным интервалом, в котором с установленной вероятностью 0,95 находилась суммарная погрешность измерений. Определение границ погрешностей результатов измерений базировалось на общих правилах вычисления ошибок с помощью дифференциального исчисления и рекомендаций, изложенных в ГОСТ 8.207-76.

Сравнение экспериментальных и теоретических зависимостей проскальзывания сепаратора £с от радиальной нагрузки Я (рис. 4) и частоты вращения ролика сош от угла поворота сепаратора показало удовлетворительное качественное и количественное совпадение.

Четвертая глава посвящена применению модели цилиндрического РП в Самарском конструкторском бюро моторостроения (СКБМ) для анализа дефектов РП 55-32132Р6 и 55-32130БТ2, применяемых соответственно в передней и

задней опорах ротора свободной турбины ГТД НК-12СТ. Сравнительные расчеты двух РП 55-23132Р6*и 6-2672832Р5У применительно к узлу передней опоры показали, что второй РП менее предрасположен к возникновению заедания, так как имеет меньшую массу роликов и сепаратора (меньше момент трения в контактах) и меньшую площадь поверхностей роликов и сепаратора (меньше момент гидродинамического сопротивления). Применение РП 6-2672832Р5У вместо 55-32132Р6 в передней опоре ротора свободной турбины НК-12СТ это подтвердило. Для РП обоих опор ротора были определены диапазоны допустимых монтажных радиальных зазоров Б, величины которых удовлетворительно совпали с результатами испытаний РП в составе двигателя НК-12СТ и в настоящее время внедрены в техническую документацию технологического процесса сборки свободной турбины.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

Основным результатом исследования явилось совершенствование методики расчета высокоскоростных легко нагруженных РП опор роторов ГТД с учетом проскальзывания и заедания, обеспечивающее сокращение времени и затрат на доводку ГТД. В процессе достижения основной цели диссертации решены следующие задачи.

1. Разработана плоская квазидинамическая модель высокоскоростного легко нагруженного цилиндрического РП, учитывающая неизотермическое поведение смазки в контактах роликов с кольцами, гидродинамическое сопротивление вращению роликов и сепаратора и изменение геометрических параметров РП от посадок, тепловых расширений и деформаций от центробежных сил.

2. Разработана методика расчета РП ГТД на заедание: обоснован выбор наиболее приемлемого критерия заедания (Ка) и определено наиболее опасное для возникновения заедания положение ролика в подшипнике (на входе в зону нагружения).

3. Проведено теоретическое исследование проскальзывания в РП ГТД: выявлено влияние основных конструктивных и эксплуатационных факторов на проскальзывание, показаны особенности проскальзывания в межвальных РП. Разработанная модель позволяет:

определить диапазон допустимых радиальных зазоров в РП исходя из условия отсутствия заедания (для РП сверхлегкой и особолегкой сериий в условиях работы опоры ротора турбины ГТД до с)п=1,4-106 мм-об/мин он имеет величину около 20 мкм);

определить диапазон допустимых радиальных нагрузок на РП; определить допустимую величину проскальзывания сепаратора в РП, гарантирующую отсутствие заедания;

определить силы, действующие на сепаратор со стороны роликов и поверхностей центрирования, что позволяет перейти к его расчету на прочность;

оптимизировать геометрические параметры РП (радиальный зазор, размеры и масса роликов и сепаратора и т.д.) для расширения безопасного для заедания диапазона режимов работы.

4. Экспериментальная проверка результатов расчета частот вращения сепаратора и роликов показала хорошее качественное и количественное совпадение теоретических и экспериментальных данных. Максимальное отклонение теории от эксперимента проявилось в определении критической радиальной нагрузки R на РП и составило около 10% для РП сверхлегкой и особолегкой серий до dn=1,4 • 106 мм • об/мин.

5. Практическое использование результатов диссертации дало возможность сократить время и расходы на доводку подшипниковых узлов ротора свободной турбины ГТД НК-12СТ (количество сдаточных испытаний сокращено с 5 до 2), повысить их работоспособность и тем самым увеличить надежность и долговечность самих ГТД.

ПЕРЕЧЕНЬ ОСНОВНЫХ ПУБЛИКАЦИЙ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1.Акифьев В.И., Данильченко А.И. Расчет проскальзывания в легко нагруженном высокоскоростном роликоподшипнике //IV Всес. конф. "Контактная гидродинамика". Тез. докл. /КуАИ. - Куйбышев: КуАИ, 1986. - С. 82-83.

2. Акифьев В.И., Данильченко А.И., Кириллова Т.О. О повреждаемости роликоподшипника ротора газотурбинного двигателя вследствие проскальзывания //Современные проблемы триботехнологии. Тез. докл. Всес. научно-техн. конф. ТЖИ. - Николаев: гипогр. НПЦ НКИ, 1988. - С. 194.

3. Данильченко А.И., Акифьев В.И., Соколов Ю.Г. Исследование динамики сепаратора т тел качения роликоподшипника ротора газотурбинного двигателя '/Всес. научно-техн. конф. "Обеспечение надежности узлов трения машин" (г.Ворошиловград, 18-20 октября 1988г.)/ВМИ - Ворошиловград: облуправление статистики, 1988. -С. 23.

4. Акифьев В.И., Данильченко А.И. Математическая модель роликоподшипника опоры вала ГТД //Математическое моделирование в машиностроении. Секция 4. "Проектирование и конструкции". Тез. докл. Первой Всес. школы-шнф. г.Куйбышев 6-15 октября 1990г. /КуАИ. - Куйбышев: КуАИ, 1990. - С. 2.

5. Акифьев В.И., Данильченко А.И. Критические режимы работы ролико-зого подшипника ротора ГТД //Контактная гидродинамика. Тез. докл. V Всес. шнф. 18-20 июня 1991г. /КуАИ. - Самара: КуАИ, 1991. - С. 40.

6. Данильченко А.И., Акифьев В.И. Проскальзывание в цилиндрическом эоликоподшипнике газотурбинного двигателя //Вопросы технического обслуживания и ремонта авиационной техники. Сборник науч. тр. ГосНИИ ГА - М.: Гос-ТИИГА, 1991.-Вып. 299.-С. 47-56.

7. Акифьев В.И., Данильченко А.И. О применимости критериев заеданш для расчета роликоподшипников ГТД //Контактная гидродинамика. Тез. докл. V: Всерос. конф. 19-21 июня 1996г. /СГАУ. - Самара: СГАУ, 1996. - С. 45.

5/г

Рис. 1. Расчетная схема РП

У]

Рис. 2. Силы и моменты, действующие на ролик

Рис. 3. Расчетная схема сепаратора

Иц-Ю"3, рад/с

О 0

,0 6 / ■ у \з

Линия

действия

0 * Л нагрузки /

0 2 /

/

1 1/ . 1 1 1 1

О О,5 1,0 1,5 Я, Н О

Рис. 4. Зависимость проскальзывания сепаратора от радиальной нагрузки («¡=630рад/с, 8=75мкм): 1 - расчет, 2 - эксперимент

%/г % зх/г <р,рэд

Рис. 5. Зависимость частоты вращения ролика от угла поворота сепаратора (ссм=880рад/с, 5=20мкм): 1 - ес=3%, 2 - £с=31 %

■к/г

тс этс/г ф.рад

х/г

з%/г ф.рад

Рис. 6. Зависимость силы взаимодействия ролика с сепаратором (Ш1=880рад/с, 8=20мкм): 1 - ес=3%, 2 - ес=31%

Рис. 7. Зависимость скоростей скольжения в контактах ролика с кольцами от угла поворота сепаратора (®!=880рад/с, 8=20мкм):

.....VI, - - - - Уо,

1 - ес=3%, 2 - ес=31%

ш -1СГ3, рад/о

о

/ \з

6 ■ у

\ 1 Линия

действия

4 нагрузки /

г - /

I

о %/г х зх/г ф,рад

Рис. 8. Критерии заедания в контакте ролика с внутренним кольцом (со]=837рад/с, 8=45мкм, ес=48%)

Рис. 9. Определение диапазона допустимых радиальных зазоров Д8 (юИбЗОрад/с, 8=73мкм)

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ имени академика С.П.КОРОЛЕВА

На правах рукописи

АКИФЬЕВ ВЛАДИМИР ИВАНОВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА

РОЛИКОВЫХ ПОДШИПНИКОВ ОПОР ГТД С УЧЕТОМ ПРОСКАЛЬЗЫВАНИЯ И ЗАЕДАНИЯ

05.07.05 - Тепловые двигатели летательных аппаратов

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: к.т.н., доцент Данильченко А.И.

Самара - 1998

ОГЛАВЛЕНИЕ

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ__4

ВВЕДЕНИЕ__8

1. СОСТОЯНИЕ ИССЛЕДУЕМОЙ ПРОБЛЕМЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ_13

1.1. Проскальзывание в роликоподшипниках ГТД 13

1.2. Расчет роликоподшипника на проскальзывание 17

1.2.1. Распределение радиальной нагрузки в высокоскоростном роликоподшипнике 27

1.2.2. Момент вращения, приложенный к сепаратору с комплектом роликов 29

1.2.3. Момент сопротивления вращению 31

1.3. Расчет роликоподшипника на заедание 37

1.4. Выводы и постановка задачи 40

2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РОЛИКОПОДШИПНИКА 42

2.1. Основные допущения и расчетная схема 42

2.2. Уравнения движения ролика 45

2.2.1. Определение сил и моментов трения в контактах ролика с дорожками качения колец 47

2.2.2. ' Определение теплофизических параметров для расчета вязкости смазки в контакте 48

2.3. Уравнения движения сепаратора 50

2.4. Расчет моментов сопротивления движению сепаратора и роликов 52

2.4.1. Определение моментов гидродинамического сопротивления от сил жидкостного трения, действующих на поверхностях роликов и сепаратора 52

2.4.2. Момент сопротивления вращению ролика 54

2.4.3. Момент сопротивления вращению сепаратора 60

2.4.4. Гидродинамическое сопротивление в роликоподшипнике и затраты мощности на его преодоление 62

2.5. Расчет изменений внутренней геометрии роликоподшипника вследствие посадок, температурных расширений и деформаций от центробежных сил 62

2.6. Метод решения 64

2.7. Исследование проскальзывания в роликоподшипнике ГТД 67

2.7.1. Кинематика сепаратора и роликов 68

2.7.2. Гидродинамическое сопротивление 80

3 2.7.3. Расчет на заедание 2.7.4. Расчет номинальной долговечности 2.1.5. Особенности работы межвального роликоподшипника 81 • 84 86

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОСКАЛЬЗЫВАНИЯ В РОЛИКОПОДШИПНИКАХ ГТД 91

3.1. Описание экспериментального стенда 3.2. Объекты исследования 3.3. Методика проведения экспериментов 3.4. Оценка погрешностей измеряемых параметров 3.4.1. Погрешность измерения радиальной нагрузки 3.4.2. Погрешности измерения температуры 3.4.3. Погрешности измерения кинематических параметров 3.5. Результаты испытаний, сравнение с теоретическими расчетами 91 96 96 99 101 102 102 107

4. ПРИМЕНЕНИЕ МЕТОДИК РАСЧЕТА РОЛИКОПОДШИПНИКОВ НА ПРОСКАЛЬЗЫВАНИЕ И ЗАЕДАНИЕ ПРИ ДОВОДКЕ РОЛИКОПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

РОТОРОВ ГТД 114

5. ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ДИССЕРТАЦИИ И ВЫВОДЫ 125

6. ЛИТЕРАТУРА 127

7. ПРИЛОЖЕНИЕ 139

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

А - площадь поверхности, м; Ь - ширина, м;

с - радиальный зазор между двумя концентричными цилиндрами, м; СУ7 - центробежная сила, Н;

Сп - коэффициент момента сопротивления для диска, вращающегося в вязкой жидкости;

С0 - коэффициент касательных напряжений в смазанном контакте качения со

скольжением; С - удельная теплоемкость, Дж/(кг-К);

<1 - объемная доля смазки в общем объеме масловоздушной среды роликоподшипниковой опоры ; Е - модуль упругости, Па;

Е, Е2

- приведенный модуль упругости двух (1 и 2) контактирующих тел, Па;

^ - сила трения, Н;

/ - коэффициент трения;

g - ускорение свободного падения, м/с2;

к - средняя толщина слоя смазки в контакте, м;

У - момент инерции, Н-м-с2;

4 - номинальная долговечность, ч;

I - длина, м;

N - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления, Вт;

Р - вес, Н;

р - давление в контакте по Герцу, Па;

<2 - нормальная нагрузка в контакте, Н;

д - коэффициент теплопроводности, Вт/(м-К);

Я - радиальная нагрузка на подшипник, Н; г - радиус, м;

П+Г2

- приведенный радиус кривизны в контакте двух (1 и 2) поверхностей, м; Яс - число Рейнольдса;

5 - радиальный зазор в подшипнике, м; Т - момент силы, Н-м; I - температура, К; Та - число Тейлора; и - средняя .скорость жидкости, м/с;

V - скорость скольжения в контакте, м/с;

V - объем, м3;

Ж - жесткость в контактах ролика с кольцами, Н/м; г - число роликов в подшипнике;

а - пьезокоэффициент вязкости смазки при атмосферном давлении, Па"1; р - коэффициент, учитывающий изменение а от давления, Па"1 ; 2-г

ш .

/ = ——, г,+г0

- отношение радиуса ролика к среднему радиусу подшипника; Д - сближение колец, м;

5 - деформация, м;

8*- температурный коэффициент вязкости смазки, К"1; е - относительное проскальзывание сепаратора, %; /7 - динамическая вязкость смазки, Н-с/м2; 0 - угол поворота ролика относительно своей оси, радиан; X - температурный коэффициент пьезокоэффициента вязкости смазки, (Па-К)"1;

Я - коэффициент линейного теплового расширения, К"1;

¡л - коэффициент кулоновского трения; V - кинематическая вязкость смазки, м2/с; р - плотность, кг/м3; а - коэффициент Пуассона; т - касательные напряжения, Па; <р - угол поворота сепаратора, радиан; со - частота вращения, рад/с. Индексы

Ъ - корпус подшипника;

Ъс - поверхность центрирования сепаратора;

с - сепаратор;

сЪ - центрирующая поверхность сепаратора;

ср - окно сепаратора;

ся - перемычка сепаратора;

е - эффективная величина;

ере - эпициклическая величина;

/г - трение качения;

g - направляющий бортик;

Ирг - гидродинамическое сопротивление;

/ - дорожка качения внутреннего кольца, внутреннее кольцо; 7 - порядковый номер ролика (] = 1, 2, ..., т)\ I - цилиндрическая поверхность; 1т - ламинарный поток; т - смазка;

о - дорожка качения наружного кольца, наружное кольцо; 5 - вал;

.у/ - трение скольжения; г - сопротивление вращению; ^ - дисковая, торцевая поверхность;

у - среднеобъемная величина;

х - проекция на ось ОХ;

у - проекция на ось ОУ;

со - ролик;

1 - внутренняя поверхность;

2 - наружная поверхность.

ВВЕДЕНИЕ

Высокоскоростные подшипники для аэрокосмического турбомашино-строения - особые изделия, используемые в аэрокосмических и космических летательных аппаратах, часто в различных средах и условиях работы. Поэтому для них используются специальные конструкции /77/, материалы, технологии и предъявляются особые требования по качеству. Стоимость таких подшипников часто может превышать в 100 раз стоимость аналогов массового выпуска /112/. При проектировании подшипников аэрокосмического применения используются общие методы расчета, но, поскольку следует учитывать большое количество факторов (скорости, температуры и т.д.), разрабатываются новые методы.

Роликоподшипники опор роторов современных авиационных ГТД в значительной мере определяют надежность и безопасность работы двигателя в целом, так как выход подшипника из строя приводит к аварии двигателя. Кроме удовлетворения обычных требований, предъявляемых к высокоскоростным подшипникам (способность выдерживать нагрузку, минимум потерь мощности, минимальный износ, избежание чрезмерных вибраций и т. д.), подшипники опор роторов ГТД должны еще надежно работать в широком интервале температур (от запуска при отрицательной температуре до режимной работы узла), воспринимать многократную против нормальной нагрузку и перекосы колец во время маневрирования летательного аппарата /27/. Особенности работы современных роликоподшипников ГТД следующие /54/:

1. В последнее время для достижения наибольшего к.п.д. компрессора ГТД резко возросли частоты вращения валов до значений скоростного коэффициента (произведение внутреннего диаметра внутреннего кольца на частоту его вращения) с!п = (1...2) • 106 мм ■ об/мин и в перспективе планируется увеличить до с1п = 3 • 106 мм • об/мин и выше.

2. С целью получения максимального к.п.д. термодинамического цикла увеличился уровень теплонапряженности ГТД, вследствие чего возросли рабочие температуры подшипников.

3. Борьба за снижение веса ГТД привела к снижению радиальных нагрузок на подшипники. С другой стороны увеличение частот вращения валов повлекло за собой увеличение их диаметров. Поэтому газотурбинные роликоподшипники в основном подбираются не по воспринимаемой нагрузке, а по посадочному диаметру вала и, как правило, работают недогруженными.

4. Наряду с тем, что параметры режимов работы роликоподшипников ГТД порой достигают предельных значений, дополнительные трудности вытекают из того, что они изменяются в очень широких пределах. Так, например, даже незначительные колебания величины вязкости смазки сильно сказываются на работе подшипников: резко повышается проскальзывание, износ, нарушается исходное состояние поверхностей /85/. В то же время ввиду быстроходности авиаподшипников даже незначительные ненормальности в их работе приводят к быстрому разрушению подшипника /54/.

В опорах современных отечественных ГТД применяются преимущественно роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами, с направляющими бортиками, расположенными как на наружном, так и на внутреннем кольце, и с центрированием сепаратора по наружному кольцу /27, 33/. Кольца и ролики изготавливаются из сталей типа ШХ15 со специальными термообработками, а для теплоустойчивых подшипников - из вольфрамованадиевой стали 8Х4В9Ф2 (ЭИ347Ш) /84/, сепаратор массивной конструкции - из алюминиевого Д1Т, бронзового БрАЖМц сплавов, латуни ЛС59-1 и магниевого чугуна ВТУ ГП87-60. Для улучшения режима смазки в контактах центрирования сепаратора поверхности центрирования бронзовых сепараторов покрываются серебром, а иногда поверх серебра наносится свинцово-оловянистый слой, сепараторы из магниевого чугуна обрабатываются паром для создания на поверхности окисной пленки и поверхности центрирования покрываются твердой

смазкой ВАП-2. Для устранения кромочных эффектов распределения нагрузки по длине ролика ролики выполняются бомбинированными. Кроме того применяется сортировка роликов высокой точности, при которой разница в размерах не превышает долей микрометра /77/.

Теория цилиндрического роликового подшипника, применяемая в инженерных расчетах, в основном базируется на допущении об отсутствии проскальзывания в контактах роликов с дорожками качения колец /7/, а частоты вращения роликов и сепаратора принимаются постоянными и равными своим эпициклическим значениям, т.е. значениям при равномерном вращении без проскальзывания. При этом исключается влияние на кинематику подшипника нагрузки, радиального зазора, вязкости смазки, массы роликов и сепаратора, расположения направляющих бортиков на наружном или внутреннем кольце и т.д. и теоретический анализ работы подшипника не отражает многих происходящих в нем физических процессов. Долговечность авиационных подшипников определяется расчетом на усталостное выкрашивание /71/, в то время как анализ статистики выходов из строя роликоподшипников ГТД показывает, что в большинстве случаев выход подшипника из строя обусловлен изнашиванием дорожек и тел качения /33, 34, 115/, причем особенно часто наблюдается заедание /123/ с последующим прогрессирующим изнашиванием рабочих поверхностей, вызываемые проскальзыванием в контактах роликов с дорожками качения колец /14/.

Прогресс авиадвигателестроения связан с интенсификацией рабочих процессов, ужесточением режимных параметров ГТД. Это привело к снижению надежности роликоподшипников опор валов из-за проскальзывания, что является существенным препятствием на пути создания двигателей следующего поколения.

Теоретические и экспериментальные исследования кинематики высокоскоростных цилиндрических роликоподшипников, проведенные в России и за рубежом, выявили некоторые закономерности в работе подшипников в услови-

ях проскальзывания, но общепринятой теории проскальзывания в роликоподшипнике, удобной для применения в инженерных расчетах, пока нет. Поэтому разработка методов расчета роликоподшипников на проскальзывание является важной и актуальной задачей.

Основной целью данной работы явилась разработка математической модели высокоскоростного цилиндрического роликоподшипника и инженерной методики его расчета на проскальзывание и заедание.

Общая методика выполнения работы. Исследование проскальзывания в роликоподшипниках ГТД производилось путем теоретического расчета кинематики роликов и сепаратора по математической модели роликоподшипника с последующей проверкой полученных результатов экспериментальным путем. Исследовалось влияние внешней радиальной нагрузки, частот вращения колец, радиального зазора и вязкости смазки на величину и характер изменения частот вращения роликов и сепаратора. На основе полученных кинематических закономерностей производился расчет критериев заедания, который позволил оценить несущую способность масляных пленок в контактах роликов с дорожками качения колец и определить максимально допустимое проскальзывание.

Научная новизна. Разработана плоская квазидинамическая (в уравнениях динамики аргумент времени заменен на угол поворота) модель цилиндрического роликоподшипника, позволяющая рассчитывать частоты вращения роликов и сепаратора в зависимости от условий нагружения и режима работы. Модель учитывает изменение геометрических параметров подшипника от посадок, тепловых расширений и деформаций от центробежных сил, влияние нагрева смазки в контактах роликов с дорожками качения колец от скольжения и термоэффекта входной зоны, влияние сепаратора на трение в подшипнике, неравномерность движения роликов и их трение по направляющим бортикам колец. Результаты расчетов хорошо согласуются с экспериментальными данными.

Предложена методика расчета роликоподшипника на заедание, основанная на критериях заедания, разработанных для зубчатых передач.

Теоретически доказано, что местоположение максимально нагруженного ролика не всегда является наиболее опасной точкой для возникновения заедания вследствие проскальзывания. Чаще всего этой точкой является положение ролика на входе в зону нагружения.

Практическая значимость данной работы состоит в том, что ее результаты позволяют:

- определить диапазон допустимых радиальных зазоров в подшипнике (рабочих и монтажных);

- определить диапазон допустимых радиальных нагрузок на подшипник;

- определить допустимую величину проскальзывания сепаратора в роликоподшипнике, гарантирующую отсутствие заедания;

- определить силы, действующие на сепаратор со стороны роликов и поверхностей центрирования, что дает возможность перейти к его расчету на прочность;

- оптимизировать внутреннюю геометрию подшипника (радиальный зазор, размеры и масса роликов и сепаратора и т. д.) для расширения безопасного с точки зрения возникновения заедания диапазона режимов работы.

Практическое использование результатов работы позволяет сократить время и расходы на проектирование и доводку подшипниковых узлов ГТД, повысить их работоспособность и тем самым увеличить надежность и долговечность самих ГТД.

На защиту выносятся следующие основные вопросы:

1. Математическая модель высокоскоростного цилиндрического роликоподшипника.

2. Методика расчета роликоподшипника на заедание.

3. Результаты исследования проскальзывания в роликоподшипниках, используемых в качестве опор роторов ГТД.

1. СОСТОЯНИЕ ИССЛЕДУЕМОЙ ПРОБЛЕМЫ И

ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

1.1. Проскальзывание в роликоподшипниках ГТД

Изучение условий работы высокоскоростных роликоподшипников ГТД показало, что при правильном выборе типа и размера подшипника, правильной сборке опоры, хорошей смазке и правильной эксплуатации высокоточные подшипники опор ГТД способны обеспечивать расчетную долговечность /34/ и отрабатывают назначенный ресурс порядка 5...8 тысяч часов. Однако опыт эксплуатации ГТД показывает, что определенная часть подшипников не достигает расчетной долговечности из-за появления неисправностей, не связанных с усталостной прочностью. Большинство преждевременных неисправностей роликоподшипников опор валов ГТД связано с проскальзыванием в контактах роликов с кольцами /33, 34, 96, 124/.

Степень проскальзывания в роликоподшипнике обычно характеризуется проскальзыванием сепаратора

,-^,00*. О)

Проскальзывание сепаратора в роликоподшипниках ГТД может быть значительным (до 80%) /79, 87/. Но, как показали экспериментальные исследования /94/, даже при частоте вращения сепаратора, близкой к эпициклической, ролики вращаются неравномерно. Это происходит из-за циклического изменения нагрузки на ролик, вследствие чего частота вращения ролика в нагруженной зоне увеличивается, а в ненагруженной - уменьшается /8, 58/.

Физическая сущность проскальзывания сепаратора в роликоподшипнике заключается в нарушении' равновесия моментов вращения и сопротивления, приложенных к сепаратору с комплектом роликов /43, 80, 87/. При определенных условиях момент сопротивления превышает момент вращения, создаваемый приложенной радиальной нагрузкой. За счет избытка момента сопротив-

ления