автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Создание методов и средств проектирования гидродинамических демпферов опор роторов двигателей летательных аппаратов

На правах рукописи Для служебного пользования экземпляр №

НОВИКОВ ДМИТРИЙ КОНСТАНТИНОВИЧ

СОЗДАНИЕ МЕТОДОВ И СРЕДСТВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ДЕМПФЕРОВ ОПОР РОТОРОВ ДВИГАТЕЛЕЙ ЛЕТАТЕЛЬНЫХ АППАРАТОВ

Специальность 05.07.05 - Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук

Самара 2001

Работа выполнена в Самарской государственном аэрокосмическом университете имени академика С.П. Королёва

Научный консультант - заслуженный деятель науки и техники РФ,

академик Международной инженерной академии д.т.н., профессор | Д.Е. Чегодаев |

Официальные оппоненты:

заслуженный деятель науки РФ, доктор технических наук, профессор ЗагузовИ.С.

доктор технических наук Колотников М.Е. доктор технических наук Орлов В.Н.

Ведущая организация - АО "Моторостроитель", г. Самара

Защита состоится" 27 " апреля_2001г. в_час. на заседании диссертационного совета Д 212.215.02 в Самарском государственном аэрокосмкческоы университете именн академика С.П. Королёва но адресу: 443086, г. Самара, Московское шоссе. 34.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Самарского государственного аэрокосмического университета (СГАУ).

Автореферат разослан" 23 " марта 2001г.

Учёный секретарь диссертационного совета,

доктор технических наук ''сСй^7^?/ Матвеев В.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Надёжность и ресурс двигателей летательных аппаратов (ДДА) во многом определяются вибрационным состоянием изделия. Одним из важнейших факторов, влияющим на вибрацию двигателя, является уровень демпфирования в опорах. Конструкция демпферов, используемых в настоящее время в опорах роторов ДЛА, достаточно разнообразна. Одним из распространённых типов демпферов являются сейчас гидродинамические демпферы (ГДД), или, по зарубежной терминологии, демпферы с выдавливанием плёнки смазки. Они привлекают конструкторов простотой конструктивной реализации и хорошо зарекомендовали себя в эксплуатации.

Постоянно растущие требования повышения надёжности ДЛА вызывают интерес к совершенствованию демпферов такого типа. Большое количество работ, появившихся особенно за рубежом в последние 10 лет по этому вопросу, также подтверждает актуальность темы. Несмотря на достаточную изученность динамически нагруженных подшипников скольжения, частным случаем которых являются ГДД, работа их в условиях опор ДЛА накладывает ряд особенностей, которые к настоящему времени учтены не полностью. Поэтому возникает необходимость в системном подходе к исследованию и проектированию ГДД с учётом реальных условий эксплуатации, в создают базы знаний по типам и характеристикам ГДД и ах элементов, в разработке перспективных конструкций ГДД. Результаты исследований могут бьггь использованы для отработки существующих изделий на повышенный ресурс.

Цель работы. Создание методологии исследования протекающих в ГДД процессов, связанных с влиянием конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов, а также при работе их в составе турбомашины; разработка на ее основе более совершенных методик расчёта, методологии проектирования и перспективных конструкций ГДД.

Задачи исследования:

• Создание базы знаний об объекте исследования. Важнейшей частью ГДД является смазочный слой. Необходимо определить его гидродинамические характеристики для различных типов ГДД с учётом конвективных сил инерции, турбулизации и кавитации, а также отклонений от геометрической формы зазора. Следует изучить и проанализировать особенности подвода и отвода смазки в ГДД.

• Необходимо создать методологию определения оптимальных параметров ГДД, работающего в составе роторной системы авиационного ГТД, для чего нужно разработать систему соответствующих критериев оптимальности и ограничений. Требуется разработать методику оценки динамических свойств основных элементов роторов ДЛА - подшипников качения, соединительных муфт и рессор, а также построения модели редуктора для авиа-

ционного ГТД, который может являться опорой ротора в случае ТВД шш ТВВД. Необходимо учесть вес ротора и возможность появления значительных динамических нагрузок при обрыве лопатки. • Опираясь на разработанные методики анализа ГДД, необходимо сформулировать принципы проектирования высокоэффективных и надёжных ГДД, создать средства их проектирования, а также разработать перспективные конструкции ГДД и определить области оптимального применения того или иного типа ГДД.

Методы исследований. В работе проведен теоретический анализ течения жидкости в элементах ГДД на основе решения уравнений Навье-Стокса методом осреднения скоростей по Слёзкину-Таргу, уравнений Рейнольдса конечно-разностным методом и по методу Галёркина. Дифференциальные уравнения движения жёсткого ротора решались численно методом Рунге-Кутта, а динамика многоопорного разрезного ротора исследовалась методом начальных параметров. Нелинейность характеристик ГДД учитывалась итерационным методом. Все исследования велись в безразмерном виде. Достоверность принятых допущений и полученных результатов подтверждена экспериментами на стевдах и натурных изделиях, а также сравнением с экспериментальными данными других исследователей.

Объекты исследования: ГДД различных типов применительно к опорам роторов авиационных двигателей, ТНА и свободных турбин (СТ) для привода газоперекачивающих агрегатов (ГПА), и система «ротор - опоры».

Научная новизна. Разработана расчётная модель ГДД, учитывающая особенности работы в условиях опор роторов современных ДЛА. Созданы методики расчёта динамических характеристик тонкой жидкостной плёнки с учётом конвективных сил инерции, турбулизации и кавитации смазочного слоя. Создана расчётная модель демпфера с цилиндрической и торцовыми щелями, позволяющего воспринимать радиальную и осевую вибрации. Учтены особенности подвода и отвода смазки к демпфер}-. Исследовано влияние веса ротора, действующего на демпфер. Сформулированы принципы проектирования демпферов для работы в условиях опор ДЛА. Предложены перспективные конструкции демпферов, обладающих высокими эксплуатационными свойствами, и созданы методики их расчёта.

Создана методика динамического моделирования ряда элементов ротора (подшипники качения, рессоры, соединительные муфты, редукторы и "прицепные" ступени) для расчета методом начальных параметров. Разработана система критериев оптимизации и ограничения для подбора ГДД, оптимального для данного ротора. Создан алгоритм выбора типа демпфера для системы "ротор - опоры". Разработана методика учёта нелинейных свойств ГДД при высоких уровнях динамических возмущений, возникающих, например, при обрыве лопатки.

На основании выявленных закономерностей и обобщения результатов исследований созданы методология проектирования и методы расчетов различных типов ГДД и их элементов с учётом условий эксплуатации. Предложены перспективные технические решения, отвечающие современным требованиям к аэрокосмической технике по надёжности и экономичности. Таким образом, решена важная научная проблема, имеющая большое народно - хозяйственное значение для турбомашин ДЛА.

Практическая ценность. Результаты исследований протекающих в демпферных щелях процессов, полученные аналитические зависимости для динамических характеристик, а также выявленные закономерности влияния конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов на характеристики ГДД позволили создать уточнённые методики их расчёта.

Разработанные принципы проектирования высоконадёжных ГДД позволяют повысить их эффективность и надёжность, а уточнённые методики расчета характеристик ГДД с рассмотрением их работы в составе турбомашины -достоверность результатов проектирования, что приводит к снижению материальных и временных затрат на вибрационную доводку ДЛА.

Созданная информационно-расчетная система ГДД позволяет значительно повысить эффективность процесса проектирования демпферов.

Научно обоснованные и подкреплённые теоретическими и экспериментальными исследованиями методология проектирования и конструкции ГДД создают реальную базу для успешного создания нового поколения ГДД с повышенными показателями при значительном сокращении времени их проектирования, изготовления и доводки, а также модернизации ГДД, находящихся в эксплуатации турбомашин различного назначения.

Реализация работы на практике. Методики проектирования ГДД ДЛА с учётом условий эксплуатации внедрены на ряде предприятий Российской Федерации. Результаты проведенных исследований использованы при создании ГДД для авиационных ГТД и ТНА, а также для СТ привода ГПА в газовой промышленности. Основополагающие материалы диссертации используются в учебном процессе СГАУ.

Апробация работы. Результаты диссертации доложены, обсуждены и одобрены на 32 научно - технических конференциях (НТК), совещаниях (НТС) и симпозиумах: 2 и 3 Всесоюзных НТК (ВНТК) "Современные проблемы двигателей и энергетических установок летательных аппаратов" (Москва, 1981, 1985гг.); 3-6 ВНТК "Контактная гаородинамика" (Куйбышев, 1981, 1986, 1991, 1996 гг.); ВНТК по конструкционной прочности авиадвигателей (Куйбышев, 1983, 1985, 1988, 1990, 1996гг.); ВНТК "Трение и смазка в машинах" (Челябинск, 1983г.); Международной НТК по герметичности и вибрационной надёжности центробежных машин" (Сумы, 1993 и 2000гг.); Российском симпозиуме по трибологии (Самара, 1993г.); 10 и 12 Международ-

ном коллоквиуме по трибологии (Esslingen, Germany, 1996 и 2000гг.); ВНТС по проблемам прочности двигателей, (Ленинград, 1979, Москва, 1984); ВНТК "Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов", ВолгоградД979, Москва, 1983); ВНТК "Динамика станков" (Куйбышев, 1984); II ВНТК "Надёжность и долговечность машин и приборов" ( Куйбышев, 1984); ВНТК по проблемам надёжности и ресурса в машиностроении (Куйбышев, 1986); НТК "Повышение ресурса узлов трения, работающих в экстремальных условиях (Пермь, 1986); ВНТК (Москва, ЦИАМ, 1989); ВНТК по проблемам надёжности и ресурса в машиностроении (Самара, 1995); Международной НТК "Динамика роторных систем" (Украина, г. Каменец - Подольский, 1996); симпозиуме "Обеспечение надёжности узлов трения машин и механизмов" (Самарский государственный технический университет (СГТУ), Самара, 1998); Международной НТК «Надежность и качество в промышленности, энергетике и на транспорте» (Самара, СГТУ, 1999г.); Международной НТК, посвященной 55-летию СГАУ "Проблемы и перспективы развития дви-гателестроекия в Поволжском регионе" (Самара, 1997); Международной НТК «Проблемы и перспективы развития двигателестроения в Поволжском регионе» (Самара, СГАУ, 1999г.); Международной НТК "Современные проблемы машиноведения" (научные чтения, посвященные П.О. Сухому, Гомель, 1998); 5 Международном симпозиуме "Динамические и технологические проблемы механики конструкций и сплошных сред" (Москва, 1999), Международном научно-практическом симпозиуме «Наземная и аэрокосмическая трибология 2000. Проблемы и достижения» Славлнгрибо -5, (Санкт-Петербург, 2000г., РАН), выездном НГС Головного Совета «Машиностроение» Министерства общего и профессионального образования РФ (Самара, СГАУ, 29-30.01.98).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 28 статей, 1 учебное пособие, 1 монография, 35 тезисов докладов, 35 технических решений признано изобретением.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, 6 глав и заключения. Работа изложена на 300 страницах машинописного текста, содержа- 99 рисунков и 23 таблицы. Библиография включает 230 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы исследования, даётся краткая характеристика диссертационной работы, сформулированы основные положения, вынесенные на защиту.

В первой главе приведен анализ конструктивных схем и особенностей работы ГДД в условиях опор ДЛА, а также анализ выполненных работ по исследованию процессов в ГДД и влиянию их на динамику ротора.

В таблице! представлена классификация основных типов демпферов опор роторов ДЛА, среди которых выделены ГДД различных типов. Выявлены наиболее распространённые в ДЛА конструкции, к которым относятся гидравлические демпферы и демпферы сухого трения. ГДД используются в опорах авиационных ГТД, роторов ТНА, CT ГПА, а также в роторах турбомашин для энергомашиностроения. Проведенный анализ условий работы существующих конструкции ГДД в составе современных ДЛА показывает, что основными особенностями, которые необходимо учесть при проектировании, являются высокие значения динамических нагрузок и температура. Температура смазки в районе опор доходит до 200°С, из-за чего вязкость смазки снижается, поток демпферной жидкости становится турбулентным и необходимо учитывать влияние конвективных сил инерции смазочного слоя. Высокие динамические нагрузки приводят к большим амплитудам колебаний, что вызывает разрыв смазочного слоя. ГДД должен работать при действии статической нагрузки, обусловленной весом ротора. Необходимо также учитывать возможную овали-зацию поверхностей, образующих демпферный зазор, что особенно характерно для опор турбин авиационных ГТД. Для правильного проектирования ГДД необходимо учитывать особенности подвода и отвода смазки в демпферный зазор.

Успешное проектирование и эксплуатация ГДД могут быть обеспечены лишь при глубоком развитии теоретических и экспериментальных методов их исследования. Анализ работ, выполненных С.И. Сергеевым, К.П. Андрейченко, А.И. Белоусовым, Балякиным В.Б., М.К. Леонтьевым, Д.Е. Чегодаевым, И.Д. Эскиным, Gunter E.J, Cooper S., El-Shafei A., Youssef R., Zhang J.X. , Roberts J.B.. Hahn E.J., Holmes R., Chen P.Y.P., Ellis J., J.ATichy, Ramli M.D., Cookson R.A., Kossa S.S., Vance J.M., Nelson H.D., Black H.T. и другими, показал, что широкому использованию ГДД препятствует недостаточная изученность механизма их работы, отсутствие рекомендаций по выбору конструктивной схемы ГДД и методик определения их параметров в условиях опор роторов современных ДЛА, действия высоких сотовых, температурных и динамических нагрузок. Это является причиной того, что каждая фирма, занимающаяся разработкой ДЛА, создаёт свои конструкции ГДД, затрачивая значительные средства на эмпирический поиск удовлетворительного конструктивного решения и его доводку.

На основании проведенного анализа состояния проблемы в диссертации сформулированы цель и задачи исследования.

Вторая глава посвящена исследованию характеристик смазочного слоя ГДД различных типов с учётом турбулгоации, конвективных сил инерции и разрыва. Обобщенная схема ГДД представлена на рис.1. Конвективные силы инерции определялись для моделей короткого и длинного демпферов осреднением скоростей по толщине зазора методом Слезкина-Тарга. Выявлен без-

Демпферы опор роторов ДЛА

Таблица 1

гидравлические

гидродинамические

сухого трения

с пакетом гладких лент

с пакетом гофрированных лент

комбинированного трения

гидростатическии пластинчатый

гидродинамический пластинчаты I

короткие

_.....

с торцевыми щелями

\\\\у

1

длинные (У7,«"Уср)

о©

размерный параметр а=со5 /v, где ю - частота вращения, 8 -радиальный зазор в демпфере, V - кинематическая вязкость смазки. Этот параметр является модифицированным числом Рейнольдса и характеризует влияние сил терции. Показано, что для ГДД опор роторов о изменяется от 0 до 60. Получены

выражения для распределения давления в зазоре, приведенные в табл.2, где а=1,2- коэффициент профиля скорости, Б-диаметр демпфера. Анализируя их, можно заметить, что учет сил инерции приводит к уменьшению отрицательных давлений в кон-фузорной части зазора и даже к возникновению положительных давлений, что согласуется с экспериментальными данными (рис.2,а,б).

Основной характеристикой ГДД является гидродинамическая сила, которая разлагается

Рис.1. Обобщенная схема гидродинамического демпфера т даа 1гаправле.

ния - радиальное ^ и тангенциальное Рт (рис. 1). Сила определяется интегрированием распределения давления по площади смазочного слоя. Величины сил также представлены в табл.2.

Таблица 2

Характеристики ГДД с учетом конвективных сил инерции_

Распределение давления_

Длин -ный

Полный охват

Половинный охват

— _ _ s(2 + ^cos p)sin <р _ аа j 2г{1 - ¿')2 (l - eos ip\2 + ¿h) +

^TTIÍ+Tcos?))2 12 { (2 + Sjh2 Т1П1 + £

1-s

¿£f{2 + е2)-ге2

Короткий

ssir^f6 . Л

---aers sin cp zlz -1 /

3h¿ Vh J^

Гидродинамические силы Полный охват

Длинный демпфер

Короткий демпфер

6 е

р«

Rf

2поиак

9s

2-е2

F^ = 2п

£

(2 + 62)а/Ь^

р(к) _ 2тк/.2

Половинный охват Длинный демпфер С - константа интегрирования

р(д) _ рдь . . рдь _ nao í _ s2 (1 - С)2 + 2(1 - s2)21. _ 2 С-е2

**Rj Rtl' * Г

р(Д) _ рдЬ • рДЬ - ас

12

1+Б'

1, 1+в -ln

е 1-е

l + 2s -ЗС (1-е2)2'5

Короткий демпфер / „ \

р(к) рА , р . тЬ 1 ч Т[Х'

ркЬ

ласт/.

9s

--2

4?w2S2

9е

1-е

^ 3(1-в2)2'

7Ш>.2

3(1-е2)л/1-е2 '

Вспомогательные обозначения

= jh-^ sin^ tpcos1 cpdcp - интегралы теории смазки; h=l+ccoscp; s=e/S

L

Анализируя результаты, можно заключить, что как в длинном, так и в коротком ГДЦ при полном охвате тангенциальная сила определяется только вязкостными свойствами смазки и совпадает по величине с силой, рассчитанной без учета сил инерции. Радиальная сила обуславливается только инерционными свойствами слоя. В случае половинного охвата, т.е. при разрыве слоя вязкостная и инерционная компоненты входят в обе составляющие гидродинамической силы и демпфирование снижается. Получено, что при о>5 необходимо учитывать силы инерции, поскольку они составляют до 30% от вязкостных сил, а при а=20 могут даже превысить их.

При высоких частотах вращения и низкой вязкости смазки, характерных для опор современных ДЛА, ламинарный поток жидкости в демпферном зазоре может потерять устойчивость и течение становится турбулентным, что ха-

Р-Р„

б

Ф,град

Рис.2. Распределение давления в короткой (а) н длинном (б) ГДД с учетом сил инерции. Б =100 мм; Ь =30мм; еИ) ,325мм "| ........ теория с учетом сил инерции;----- ■ вязкостная теория

растеризуется числом Рейнольдса Яе. Если число Ее достигает критического Яс*=1()00, то течение становится турбулентным. Приравниваем локального числа 11е критическому получено выражение для угловой частоты вращения ротора Ощт, соответствующей появлению турбулентности в сечении ср=0:

О

11е ц/у(2+е ) ШП = 2б2с(2+35+,2)

где ¥=8/11 - относительный радиальный зазор. Так как в опорах ДЛА ¥=0,001...0,002, у=1...5сст, 8=0,1...0,2мм, то при £=0,4...0,6 получаем £7^=80..,300с"1. Следовательно, длинный демпфер современного авиационного ГТД даже на режиме малого газа может работать не только при ламинарном, но и смешанном ламинарно-турбулентном режиме течения. Отсюда ясна актуальность определения характеристик длинного демпфера при смешанном ламинарно-турбулентном и развитом турбулентном течениях.

Дополнительные пульсационные напряжения, возникающие при турбули-зации потока, рассчитываются с помощью полуэмпирических теорий. При турбулентном течении увеличивается сопротивление потока, что можно интерпретировать некоторым увеличением вязкости. Поэтому можно оценивать турбулентность введением так называемой турбулентной или кажущейся вязкости. В работе принималось выражение для динамического коэффициента кажущейся вязкости, полученное в работах Поддубного А.И. и Black H.F. и

определяемое соотношением цк = ^Re|/Re*) 4, где ¡л и - соответственно

динамическая и кажущаяся вязкости смазки.

Уравнение Рейнояьдса при ламинарном и турбулентном режимах течения в безразмерных параметрах для случая прецессии вибратора демпфера по круговой орбите радиуса e=const записывается в виде

где к=1 при ламинарном режиме течения и

k - sign (с cos <р+с

^Re/Re'f4 (2)

при турбулентном режиме. Для интегрирования уравнения (1) соотношение (2) упрощалось способом прямой линеаризации минимизацией среднеквадратичного отклонения. В результате получено выражение для эквивалентного коэффициента кажущейся вязкости Кэкв в виде

Кэкв = sign(s cos ф + с)а Re+ b, где а=0.ООО475 и Ь=0,6 - постоянные коэффициенты. Такие значения получены в интервале чисел Рейнольдса 1000 < |Re| < 20000, характерном для опор

современных ДЛА. Ошибка в этом случае не превышает 10... 11%.

Развитие турбулентности можно представить следующим образом. Вследствие несимметричности эпюры давления (рис.2,б) частички жидкости, движущиеся в разные стороны от места с максимальным давлением, разгоняются до различных скоростей (рис.3,а). Очевидно, турбулентность раньше всего появляется в точке с максимальной скоростью жидкости в зоне положительных скоростей - развивается однозонная турбулентность (рис.3,6). Далее, с ростом амплитуды и частоты прецессии ротора, турбулентная зона растет и в некоторый момент времени появляется вторая турбулентная зона в области отрицательных скоростей - наступает двухзонная турбулентность.

Выражения для гидродинамических сил ввиду громоздкости здесь не приводятся. Следует отметить, что структура выражений аналогична ламинарному режиму - радиальная составляющая определяется только инерцией жидкости и отличие заключается только в величине произвольной постоянной интегрирования. Тангенциальная составляющая определяется суммой членов, пропорциональных турбулентной вязкости и членов, зависящих от границ зон

( ±ср1 при одиозонной турбулентности и ±срь ±фг при двухзонной). Если турбулентность отсутствует, то выражения для сил при турбулентном режиме переходят в выражения при ламинарном режиме.

Рис.З. Схема развития турбулентности (а) и образования различных зон течения (б) в зазоре длинного ГДЦ

При половинном охвате турбулизация возникает вначале, как при полном охвате, в зоне положительных скоростей в сечении <р=п. Уравнение для определения угловой скорости Отш, соответствующей турбулизации в этом сечении, получается также из равенства локального числа Рейнольдса критическому. Вторая турбулентная зона возникает в области отрицательных окружных скоростей. Угловая скорость С12 появления второй турбулентной зоны в области отрицательных окружных скоростей определяется из условий равенства давлений на границах зон. Следовательно, динамика образования и развития турбулентных зон аналогична случаю полного охвата.

Тангенциальная сила при половинном охвате примерно в два раза меньше, чем при полном, а радиальная - в два раза больше. Это свидетельствует о том, что разрыв при турбулентом режиме влияет на характеристики так же, как и при ламинарном. Отсюда следует также, что возрастает величина радиальной силы относительно тангенциальной. При половинном охвате радиальная сила составляет 20% от тангенциальной (вместо 10% при полном).

Проведенные расчеты показали, что турбулизация уменьшает радиальную компоненту при е=0,3 и о=40 на 80%, а тангенциальная сила с появлением турбулизации растет. Например, при е=0,6 и <т=40 сила, рассчитанная по ламинарной теории, составляет лишь 20% от силы, рассчитанной по турбулентной теории. Однако этот эффект может быть значительно снижен из-за возможного разрыва пленки жидкости.

Полный и половинный охват являются предельными случаями при определении характеристик слоя. Однако возможно существование промежуточ-

ных зон разрыва. При изучении этого эффекта давление в зонах с давлением, меньшим давления насыщенных паров Ру, принималось Р= Ру. Граница, в пределах которой существуют такие давления, и является областью существования смазочного слоя. Создана методика, позволяющая аналитически определить эквивалентную границу зоны разрыва гэт. Показано, что наряду с турбулентными зонами в зазоре могут возникать зоны разрыва, сложным образом взаимодействующие между собой.

В третьей главе проведен анализ влияния особенностей конструкции - таких, как условия подвода - отвода смазки, наличие уплотнений по торцам зазора, отклонение формы зазора от идеальной на характеристики ГДД. Как и во второй главе, исследовался случай прямой синхронной прецессии с частотой Г2 = Ф. Силы инерции не учитывались, поэтому использовалось уравнение Рейнольдса. Оно в этом случае записывается в виде

3

( яп Л I т> з /

;3

ЭР

У —j83 —

L; I ш

'к4

А>У

2

1 ОеБшф -12ц 1Г ("Уп ),

2

Ра^О

, , , = -12р.

Эф

где Г(УП) - функция подачи смазки через отверстия (или скорость подачи), которая не равна н\ лю только в точках подачи смазки. Такая запись уравнения Рейнольдса предложена в работе Стиффлера А. К. и получается го граничных условий по давлению на питающих отверстиях. Граничные условия по давлению в зазоре имеют вид

Р(Ф,0)= Р(Ф,Ь) = Ра; Р(о,г) = Р(2я,г)= ^.

Функция Г| шцется из условия равенства давления на торцах демпфера атмосферному давлению Ра и из определенности давления на выходе из отверстия Рш,к. Задача решалась конечно-разностным методом. Расход ^ втекающей в демпфер жидкости на единицу длины окружности через питающие отверстия с ограничительной шайбой и расход qo вытекающей из подшипника смазки на единицу длины окружности определялись соответственно выражениями

Г. .1 14 (¿-14' ■ ДА^. I___ _ г. л г. ОпГ3

ер

&1

г=0

где N - количество отверстий, С^ - коэффициент расхода через отверстия, Р8, Р, - давление подачи и давление на входе в пленку демпфера соответственно, р -плотность смазки. Получающиеся отрицательные давления, заменяются на давление Ру, чтобы удовлетворить условиям кавитации. Учитывается также втекание и вытекание смазки через питающие отверстия в зависимости от давления в зазоре перед отверстием.

В результате получено, что радиальная сила при учете подачи смазки через 12 отверстий на 40% больше, тангенциальная - на 20%, чем сила без

учета подачи. При увеличении размера отверстий с 1.0мм до 1.5мм максимум относительной радиальной силы увеличивается с 1.2 до 1.4, тангенциальная - с 1.025 до 1.1. Определена зависимость величины расхода смазки через торцы демпфера от количества отверстий. При большем количестве отверстий расход возрастает. Такая зависимость характерна для отверстий с самокомпенсацией, которые обычно используются в ГДД. С ростом эксцентриситета расход увеличивается, что соответствует основным положениям теории смазки.

Питающая канавка учитывается как «ступенька Рэлея», т.к. в месте перехода канавки в демпфер образуется ступенчатый зазор. Задача решается отдельно для канавки с питающими отверстиями по методике, изложенной выше, и для зазора. Давление на границе канавки и зазора находится из условия равенства расхода Qg через канавку и Q через зазор

QrQ. (3)

Расход находится из известных соотношений теории смазки. Отсюда граничные условия (3) могут быть записаны в виде

сРе ар

5eh„—- =§h— 8 Ь dz Jz=Lg <3z|z=0

где Sg , Lg- соответственно глубина и ширина канавки, lig - относительная толщина масляного слоя на угле ф, sg - относительная амплитуда над канавкой. Для hg и sg имеем hg=l+egcos9, г.н=е/6„ . Таким образом, учет питающей канавки добавляет два определяющих параметра - глубину и длину канавки. Сравнение полученных результатов с другими работами показывает (рис.4) хорошее совпадение с моделью Zhang J.X. при s<0,6.

Для учета влияния уплотнений выбран упрощенный подход, заключающийся во введении бесконтактного уплотнения, эквивалентного контактному по утечкам. Такой подход позволяет использовать для оценки влияния уплотнений описанные выше методы. При всех его недочетах, связанных с недостаточной адекватностью, он дает возможность конструктору принять более правильное решение при выборе основных параметров ГДД (наличие или отсутствие питающей канавки, количество и диаметр отверстий). Таким образом, учет уплотнения сводится к введению еще одной ступеньки в демпферном зазоре. При этом получаются параметры Sg =80/5 и 5S =80/5s, характеризующие соотношение гидродина-

/

пре, (ЛЯП ieina l мод ель > /

мод ¡ль J \ х:л iang ЖСП epiiiv еят

> f0"^! i i i 1 у ,

0 0,2 0,4 0,6 0,8 е Рис.4. Сравнение с другими работами

мических сопротивлений канавки - зазора (5г) и уплотнений - зазора ( 56). Анализ результатов доказывает, что уже при б8 >4 достигается порог чувствительности к изменению сопротивления уплотнения. По-

Р-0,69 Н/см:

150

50

d

□ q теория

эксперимент / \ /

- / ° \

о , ° 1 1 \

0 90 180 270 <р,град

Рис.5. Эпюра давления с учетом влияния уплотнения

лученная методика показывает удовлетворительное совпадение с экспериментом - расхождение не превышает 50% (рис.5).

Для повышения демпфирующей способности был предложен демпфер, в котором цилиндрический зазор ограничен по торцам щелями вели-

чиной 8« и длиной Ьщ каждая, что приводит к росту гидродинамического сопротивления на выходе из демпфера. В дальнейшем будем называть такую конструкцию демпфером с цилиндрической и торцовыми щелями (ДТЩ). Характеристики ДТЩ имеют промежуточное значение между длинным и коротким ГДД но он более прост по конструкции, чем длинный, и не имеет износа, поскольку контактное уплотнение заменено здесь бесконтактным. Задача в этом случае также решалась без учета сил инерции и турбулизации. Это объясняется тем, что такой демпфер предполагалось использовать в опоре двигателя НК-25, где эти явления можно не учитывать. Поскольку в таком демпфере течение жидкости при колебаниях происходит как в окружном, так и в радиальном направлениях, то в модель демпфера было заложено двумерное уравнение Рейнольдса. Учет торцовой щели потребовал использования еще одного граничного условия - равенства расходов через радиальный зазор на концах демпфера и через торцовую щель. При этом появляется параметр П, который является безразмерной величиной, характеризующей соотношение гидродинамических сопротивлений торцовой и цилиндрической щелей. Он имеет вид

г V г

п=1 2

V5oc J

In

1

1-2Ьщ/0

Решение задачи велось численно-аналитическим методом Галеркина в форме, предложенной М.В. Коровчинским для подшипников скольжения. В результате решения были получены коэффициенты нагруженности

где, 1ь 12 - интегралы теории смазки, Рад,^ - коэффициенты нагруженности

бесконечно длинного демпфера. Для дальнейшего анализа введем относительные коэффициенты нагруженности

С

0,8

0,6 0,4

0,2 0

штшш»

" -U и °'2

-

i .. i . ..

Ъэф frs

FiÓ

FRk

f -A

XK

-4 -2 0 2 lgn Рис.6. Характеристики ДТЩ

где FRt, FTk - коэффициенты нагруженности

короткого демпфера. На рис.6 приведена зависимость этих коэффициентов от параметра П. Видно, что при П < 10'2 сопротивление торцовых щелей можно не учитывать и считать, что жидкость при колебаниях вибратора свободно вытекает в торцы, поскольку в этом случае Ír* и f« равны единице. Коэффициент fRd достигает своего предельного значения (/ю х 1) при П 5 10, а/,в - только при П £ 104. Следовательно, увеличением сопротивления по торцам зазора достичь демпфирования, соответствующего длинному ГДД, практически невозможно, т.к. П 5 5. Однако, увеличением параметра П с 0,01 до 0,1 можно достичь /ж « 5, т.е. увеличить демпфирование в 5 раз относительно короткого демпфера.

В условиях опор роторов авиационных ГТД может иметь место повышенная овализация опоры турбины из-за высоких температур. Поэтому проведено исследование течения сдавливаемой пленки в коротком и длинном демпфере при прецессионном движении вибратора некруглой формы в некруглом корпусе. Задача решалась в рамках классической теории смазки. Конвективные силы инерции не учитывались.

Получено выражение для зазора в демпфере в виде

h = i+scos(p-bc[F(<p)-f(<p)], где - максимальная некруглость

г ÍR )

корпуса или вибратора; 5= Ro-rQ - средний радиальный зазор; „ -

о

относительная некруглость корпуса или вибратора; тт Rn, - координаты точек на некруглой поверхности вибратора и корпуса соответственно, которые оп-

п

ределяются в виде: г(ф)=г0-К;боГ(ф), где f(ф)=^Piy sin(kq>-t- ak), 0< С, <1.

fc=2

Функции f(<p) или F(cp) являются разложением г и R в ряд Фурье и определяются непосредственным замером на кругломере. Уравнение Рейнольдса в данном случае решается численным интегрированием.

На рис.7 показаны зависимости относительных сил , от угла прецессии Ф при разных значениях параметра овальности Очевидно, что в

■ оо

fOO

0,2

\ ъг

f W /

W

и fW=l,

идеально круглом демпфере

поскольку величина гидродинамических сил не зависит от угла прецессии. В некруглом же демпфере, как видно из рис.7, отно-

сительные силы f,

(К) f(x)

fr сильно зависят от

утла прецессии Ф и для ¿¡>0,2 сила демпфирования за один оборот изменяется более, чем в два раза или на 50% от средней величины. При этом существенной оказывается анизотропия характеристик демпфера, что может привести к потере устойчивости ротора и возникновению автоколеба-

0" 90° 180° 270° ф, град Рис.7. Влияние не кругл ости

ний. Поэтому рекомендуется, чтобы С<0.2.

В четвертой главе исследовано влияние ГДД на динамику ротора. Вначале изучались нестационарные колебания жесткого ротора. Определен безразмерный параметр G=g/5®p2 (g - ускорение свободного падения, озр - рабочая частота вращения), влияющий на вид траектории вибратора. На рис.8 показана стационарная орбита вибратора при наличии упругого элемента (УЭ) с безразмерным параметром жесткости ras=0,3 и G=0,01. Этот случай можно рассматривать как ГДД с УЭ, настраиваемым с точностью 10%. Видно, что колебания происходят практически по круговым орбитам, центр которых смещен вниз по оси у на величину у = о/ Ws з o,oi, определяемую жесткостью разгрузочного устройства (РУ) или УЭ и неуравновешенной статической нагрузкой. Следовательно, при разгрузке от статической силы с какой-то точностью уменьшается величина смещения центра колебаний и снижается анизотропия характеристик демпфера. В рассматриваемом случае настройка РУ с точностью 10% приводит к смещению центра колебаний на ОД рабочего зазора вниз по оси у, что вносит незначительную анизотропию в характеристики демпфера и, по-видимому, может считаться допустимым. Однако окончательный ответ на такой вопрос можно получить, только решив задачу

Рис.8. Влияние веса ротора

об устойчивости колебаний с таким смешением. Наибольший из рассчитанных радиусов орбит достигался при ет=0,4, т.е. в районе резонанса, который возникает при га=ст3=0,3, после чего радиус орбиты уменьшается до величины относительного дисбаланса и=0,1. Показано, что при С>0,1 вибратор может вообще не всплыть. Отсюда появляется возможность определения максимальной статической нагрузки, до которой можно работать без упругих элементов или разгрузочных устройств.

В случае стационарных колебаний (прямой синхронной прецессии) получено нелинейное алгебраическое уравнение относительно амплитуды е:

¡Ъ+^-^У+^-и2*4. (4)

Важной характеристикой динамической системы является коэффициент передачи усилия. Он показывает во сколько раз динамическое возмущение, возникающее в узле, усиливается системой "ротор - опоры" при передаче его на корпус. Коэффициент передачи усилия Т рассчитывается по формуле

Ш2

Если Т<1, то демпфер снижает нагрузку на корпус сравнительно с жесткой опорой. Тип демпфера (короткий, длинный, ДГЩ) определяется выражениями дая Рр_ и Рт (табл.2). При этом для короткого ГДД образуется безразмерный

параметр демпфирования

в = , где М - масса ротора, приходящая-

4Мшр ^ 8 )

ся на опору.

Из результатов расчетов видно, если дисбаланс 11=0,3, то при половинном охвате возникают срывные режимы, выражающиеся в том, что уравнение (4) для определения амплитуды колебаний имеет до трех решений (рис. 9,а), причем устойчивым является решение с большей амплитудой. Такие режимы характеризуются также высокими значениями коэффициента передачи (рис.9,б). Учет сил инерции приводит к тому, что срывные явления пропадают (см. кривые при с=40). Если демпфирование велико (В=0,05), то срывные режимы не наступают и при дисбалансах и=0,5. Таким образом, при половинном охвате возникают срывные явления, которые физически можно объяснить появлением радиальной силы, обусловленной вязкостными и инерционными свойствами смазочного слоя. В случае же полного охвата радиальная сила обусловлена только инерционными силами, а поэтому имеет значительно меньшую величин}*, которой недостаточно для возбуждения срывных явлений. Длинный ГДД и ДТЩ также имеют предельную величину относительного дисбаланса, до которой они работают без срывов.

Для более детальных расчетов ГДД проводящихся на стадии доводки двигателя, необходимо рассматривать модель ротора ГТД, адекватную его

конструктивной схеме. В настоящее время существует ряд готовых программных средств, использующих метод конечных элементов, например шкеты АЫЭУБ, РАТЯАМ или КАБТКАЫ, позволяющих моделировать роторную систему авиационного ГТД. Однако применение таких пакетов существенно

Рис.9. Динамика жесткого ротора с короткими ГДД ------полный охват;------ половинный охват

увеличивает время подготовки данных и проведение расчётов. Наибольшие трудности при вибрационной доводке возникают, как правило, по каскаду НД, т.к. ротора этого каскада проходят несколько критических частот. Такие роторы имеют от 2 до 4 опор. Поэтому актуальна задача исследования одноваль-ной многоопорной роторной системы. В этом случае можно использовать метод начальных параметров в матричной форме, позволяющий получить точное решение, при этом учитываются гироскопические эффекты от вращающегося диска. Таким образом, составление модели ротора заключается в определении вида передаточных матриц для каждого из участков ротора. Необходимо также определить жесткости опор и возможных соединений элементов ротора.

Ротор компрессора НД является разветвлённой системой. Учёт влияния разветвлений, содержащих вентилятор и подпорные ступени, закреплённые консольно на конических проставках, проводился введением фиктивной сложной опоры с жесткостью Сэ. Она представляется несколькими массами, последовательно соединёнными упругими элементами, обладает эквивалентными силовой моментной и смешанной жеегкостями, и отличается от реальной сложной опоры граничными условиями. Получено выражение для матрицы жесткости такой опоры.

Угловая Сф и радиальная Сш жёсткости зубчатой муфты определялись по формулам С((,=гСГ[Ь2/24, Сш=7.С1/2, где с1,=Ь/1п - жёсткость пары зубьев муфты,

1П=30/Е - удельная податливость зубьев. Перекосы, возникающие при нагру* жении, учитывались методом последовательных приближений.

Жесткость подшипников определялась как величина, обратная податливости, которая вычисляется разложением зависимостей перемещения по усилию в ряд Тэйлора при Р=Р0, где Р0 - статическая нагрузка на подшипник, и оставлению первого члена ряда

б(Р) = 5(Р0) +

•АР ,

где ЛР - приращение усилия Р, например динамическое усилие. В результате определены коэффициенты жесткости подшипников качения (табл,3).

Таблица 3

Шарикоподшипник

Радиальный Радиально-упорный

Сг = 3,2-Ы07со8рх Мтг\со52р 1 к* Осевая Са-3,24-1078шрх х|ашг2А0ашР Радиальная г к 1 8ШР Угловая С -'сг2 <Р 2 а 0

Роликоподшипник

Радиальная Св2,72-109г1р Угловая 1 2

Обозначения: Яо, Ао -радиальная и осевая нагрузка; -диаметр шарика; 1р -длина ролика; г - количество тел качения

Одной из опор ротора, особенно в случае турбовинтового или винтовенти-ляторного двигателя, может быть редуктор. Он моделируется упругой сложной опорой с промежуточными массами, соединёнными параллельно или последовательно упругими элементами. Их жёсткость определяется жёсткостью зацепления в случае шестер2н и жёсткостью подшипников в случае опор редуктора.

В роторах ГТД из-за возможного обледенения или попадания посторонних предметов на вход двигателя может возникать повышенная динамическая нагрузка. Учет таких особенностей эксплуатации требует исследования нелинейных колебаний ротора.

Применяемые методы для расчета динамики роторов в основном используют линейные относительно амшппуды и скорости характеристики - коэффициенты жесткости и демпфирования. Для использования разработанных методик расчета ГДД проведена линеаризация составляющих гидродинамической силы, которые записываются в виде

=сххе + бхуеа + уххе02,Бт =-схуе + аххеП-ухуеПг,

где 0«, СкУ, йху, уху...- коэффициенты жесткости, демпфирования и присоединенной массы. Ивдекс хх означает прямой коэффициент, ху - перекрестный. Полученные выражения позволяют . использовать имеющиеся методики для расчета динамики ротора с линейными характеристиками опор методом последовательных приближений. Результаты расчета амплитудно-частотной характеристики (АЧХ) такого ротора при большом дисбалансе 600 г-см показывают явную нелинейность системы (рис. 10).

В пятой главе описаны методоло-гая и средства проектирования ГДД. ри(. 1() дчх каскада нд ПС.90А Методология проектирования ГДД заключает в себе три задачи. Первая - определение необходимого уровня демпфирования в опорах. При этом необходимо решать задачу о динамике ротора с ГДД в опорах. Вторая - выбор типа демпфера из имеющегося набора конструкций. Эта задача относится к области стру ктурного проектирования. И, наконец, третья задача - определение оптимальных параметров выбранного типа демпфера.

На основе обобщения результатов исследований сформулированы принципы конструирования ГДД (табл.4), которые являются эффективным средством для их проектирования. Основные из них состоят в создании условий для окружного течения смазки, минимизации обратных токов, введении специальных турбулизаторов течения и регулируемого демпфирования, а также соединении элементов сухого и жидкостного трения. Практическая реализация принципов позволила создать ряд новых перспективных конструкций демпферов, защищенных авторскими свидетельствами СССР и патентами России (в табл.4 указаны их номера).

Для обоснованного принятия решения о выборе демпфера необходимо проведение большого количества расчетов инженером-конструктором, который не является программистом - профессионалом. Поэтому были созданы средства проектирования ГДД - разработана новая информационная технологии расчета ГДД и комплекс прикладных программ по расчету динамики ротора, в которых реализованы предложенные методики. Для программной реализации такой технологии создана информационная модель ГДД, основой которой стала база данных.

В шестой главе приведены примеры практической реализации разработанных инструментов и средств проектирования для создания ГДД опор роторов турбомашин различного назначения.

Совместно с АО СНТК им. Н.Д. Кузнецова был спроектирован ДТЩ с

Таблица 4

УЭ в виде обычного кольца (рис. 11,а). Данная конструкция демпфера позволяет повысить демпфирующую способность за счет увеличения длины демпферного зазора. Благодаря наличию простого упругого элемента повышается

технологичность изготовления демпфера и упрощается настройка. Демпфер изготовлен испытан в соста-м с ве двигателя НК-Рис.11. ДТЩ для НК-32 и результаты испытаний 32 с наработкой 227 часов. На рис. 11,6 представлена виброграмма результатов испытаний,

его

был и

280

при которых специально вводились дисбалансы (и= 1,4кг-см и и=2,26кг-см).

Видно, что при исходном дисбалансе (его величина не замерялась, т.к. машина не разбиралась) вибрация не превышала 16 мм/с. С возрастанием дисбаланса в не-

V, мм/с

12 8

370 ш,1/с

Рис. 12. Демпфер с дросселирующим! канавками

сколько раз, примерно во столько же раз возрастала и вибрация на резонансе. Максимальная виброскорость достигала 51 мм/с.

Демпферы с дросселирующими канавками были разработаны для ряда двигателей семейства НК (НК-25, НК-56, НК-86). Они компактны, технологичны, позволяют легко вписываться в готовые опорные узлы с минимальной доработкой.

Демпфер с двумя дросселирующими канавками на выступах упругих колец и уплотнением торцовой щелью был внедрен в основную документацию на ТРДД НК-56 в качестве демпфера передней опоры КНД. Этот демпфер был изготовлен (рис.12) и прошел испытания с наработкой 170 часов в составе двигателя НК-56. После осмотра демпфера следов износа и наклепа по корпусной втулке и трещин на упругом кольце не обнаружено. Виброграмма испытаний представлена на рис.12. Видно, что максимальная виброскорость составила 18 мм/с при допустимой величине 40мм/с. На основа-

январь 1996-январь 1997 в

Рис.13. ГДД для НК-12СТ

нии таких результатов демпфер был внедрен окончательно в техническую документацию на ТРДД НК-56. Аналогичные испытания проводились и на других указанных двигателях.

Увеличение числа двигателей НК-12СТ, досрочно снимаемых с эксплуатации из-за повышенной вибрации СТ, имевшее место в 80-е годы, дало основание считать недостаточным имеющееся конструкционное демпфирование в передней опоре ротора СТ. В связи с этим был разработан и испытан ряд конструкций ГДД для этой опоры. На рис. 13,а представлена одна из конструкций, которая была изготовлена и в настоящее время находится в эксплуатации. В 1988 году было изготовлено две СГ с таким ГДД в передней опоре. Анализ работы двигателей в составе ГПА на станциях в Волхове и Чаплыгине показал эффективность работы демпферов при длительной эксплуатации. Общая наработка машин с демпфером превысила 10000 часов. Из графиков (рис. 13,6) видно, что максимальная виброскорость по машине в Волхове не превысила 8мм/с, а по машине в Чаплыгине - 5мм/с при норме 25мм/с, что говорит о высокой эффективности демпферов. В 1995 году предприятие "Самаратрансгаз" заказало две СТ для НК -12СТ с ГДД. На рис. 13,в приведена зависимость виброскорости этих машин за один год эксплуатации, из которой видно, что максимальный уровень виброскорости не превысил 12мм/с.

Для уточненного определения параметров ГДД была рассчитана динамика роторной системы НК-12СТ - ГПА-Ц6,3 по описанной выше методике. Эти параметры и были заложены в конструкцию ГДД. Был спроектирован также ГДД для нового двигателя НК-14СТ.

При опытной доводке ТВВД НК-93 имели место повышенные вибрации, поэтому возникла необходимость расчета динамики ротора винтовенгилятора

(ВВ) с целью проведения частотной отстройки и определения оптимального демпфирования в опорах. Для моделирования ротора использовались разработанные методики расчета жесткости подшипников качения, шлицевых соединений и редуктора. Определены собственные частоты при жесткосгях опор, соответствующих применяемым УЭ. Собственные формы приведены на рис.14. Из них видно, что форма колебаний на первой частоте, попадающей в рабочий диапазон, соответствует форме колебаний ротора на абсолютно жестких опорах. Вывести <01=631 1/с из рабочего диапазона можно только снижением жесткости опор. При этом собственные частоты уменьшаются и ротор при разгоне будет проходить не менее одной критической часто-

ротора ВВ ТВВД НК-93

ты, что требует введения демпфирования в опоры. Для определения параметров ГДД была рассчитана АЧХ (рис.15). При построении АЧХ частоты выбирались так, чтобы в каждом диапазоне содержалась одна критическая частота. Для каждого участка ротора бралась комбинация дисбалансов с соответствующей ориентацией. Основным ограничением являлась допустимая амплитуда колебаний в опорах ротора и отсутствие задевания-валов при работе. Отсюда получены ограничения - для амплитуды по опорам 0,2мм, а по валу в

а.

мм

0,6

0.4

од О

г

Рис. 15. АЧХ виитовентилятора двигателя НК-93 месте максимального прогиба - не более 1мм. Демпфирование в опорах выбиралось так, чтобы при прохождении критических частот во всем рабочем диапазоне амплитуда колебаний не превышала допустимых значений. В результате определено, что для выполнения ограничений на амплитуду колебаний достаточно демпфирования во второй опоре, равного 4,5КН-с/м и в четвертой опоре - 24КН-с/м.

В рамках работы по дефекту «касание валов» был проведен анализ динамики ротора каскада БД двигателя НК-32 и получено, что собственная частота ротора по первой изгибной форме отличается от частоты, рассчитанной по методике ЦИАМ для многовальной системы, не более, чем на 5%. Для ротора ТНА агрегата подачи топлива двигателя НК-45 был рассчитан и спроектирован ГДД. работающий на водороде.

При разработке варианта ротора НД двигателя ПС-90А без межвального подшипника был проведен расчет спектра собственных частот. Сравнение с результатами расчетов, проведенными ЦИАМ и фирмой Pratt & Whitney, показало, что отличие по частоте, соответствующей первой изгибной форме, не превышает 3%. При составлении модели ротора использовалась методика учета разветвлений ротора каскада НД в форме сложной фиктивной опоры. Расчет вынужденных колебаний производился при высоких уровнях дисбаланса (до 600г-см), определенных заказчиком, поэтому использовалась модель нелинейных колебаний с учетом турбулизации и разрыва слоя смазки.

аД/с

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В результате проведения комплекса теоретических и экспериментальных исследований решена важная научно-техническая проблема повышения надежности и ресурса ДЛА за счет разработки методов и средств проектирования гидродинамических демпферов различного типа с учетом условий эксплуатации в опорах роторов ДЛА. Создана общая методология исследования системы «ротор - опоры» с линейными и нелинейными характеристиками, апробированная на ряде моделей и реальных конструкций ГДД. Подводя итоги проделанной работе, можно сделать следующие выводы:

1. Разработанная методология исследования позволила выявить новые закономерности процессов, протекающих в ГДД. Все характеристики ГДД зависят от свойств смазочного слоя. Показано, что в современных ДЛА применяются маловязкие смазки, что требует учета инерции, турбулиза-ции и разрыва потока демпферной жидкости. Получены характеристики смазочного слоя для моделей коротких и длинных ГДД, учитывающие эти особенности. Показано, что при полном охвате радиальная составляющая силы определяется инерционными свойствами, а тангенциальная - вязкостными. Разрыв слоя приводит к появлению вязкостных и инерционных компонент в обеих составляющих сил и снижению уровня демпфирования. Определен безразмерный параметр с, характеризующий конвективные силы инерции слоя. Если сг>5, то необходимо учитывать силы инерции. Турбулентность приводит к росту тангенциальной составляющей силы максимум в два раза, а радиальная уменьшается на 40%.

2. Проведенное исследование условий подвода - отвода смазки к зазору показало, что наличие питающих отверстий может увеличить демпфирование на 20%, однако более рациональным является подвод смазки через канавку. Разработаны методики учета канавки и уплотнений различного типа по торцам для демпфера конечной длины. Создана работоспособная конструкция демпфера с торцовой щелью, защищенная авторскими свидетельствами.

3. Исследование влияния технологических факторов показало, что характеристики ГДД сильно зависят от овальности поверхностей, образующих зазор. Предложено ввести ограничение на величину овальности - она не должна превышать 0,2 демпферного зазора, что обеспечивает допустимую анизотропию характеристик (при этом сила демпфирования изменяется за один оборот не более, чем на 50%).

4. Создана методика расчета динамики жесткого ротора с ГДД в опорах. Решение задачи в нестационарной постановке позволило оценить влияние статической нагрузки от веса ротора, характеризуемой параметром С. Получено, что при вО.ОО!, характерном для большинства создаваемых

ГТД и энергоустановок, можно не применять разгрузочных устройств. При больших значениях С для двигателей больших тяг разработанная методика позволяет принять обоснованное решение о применении упругого элемента или разгрузочного устройства и подобрать параметры разгрузочного устройства. Показано, что в коротком и длинном ГДД при появлении разрыва слоя и недостаточном демпфировании возникают срывные режимы, характеризующиеся высокими амплитудами колебаний (£>0,9) и большими значениями коэффициента передачи (Т>1). Срывные режимы можно устранить применением демпфера с торцевыми щелями. При полном охвате все типы ГДД работают без срывов, но с ростом дисбаланса до 0,3 возрастает нелинейность системы. Учет влияния инерции слоя на динамику ротора показал, что при половинном охвате срывные явления с ростом параметра инерции а исчезают. Силы инерции в случае полного охвата увеличивают амплитуду колебаний и коэффициент передачи, а в случае половинного-уменыпают.

5. Предложена методика построения модели ротора авиационного ГТД, заключающаяся в учете развегвленности роторов, основанной на введении сложной фиктивной опоры, и расчете жесткости авиационного редуктора, а также шлицевых муфт и подшипников качения, учитывающих статическую нагрузку и угловое смещение. Методика апробирована на реальных конструкциях роторов ГТД и показала высокую эффективность.

6. Разработанная методика линеаризации гидродинамических сил в демпфере с учётом турбулизации и разрыва плёнки смазки позволяет рассчитывать динамику ротора с нелинейными характеристиками опор методом последовательных приближений. Выполнен расчет ротора каскада НД двигателя ПС-90А с повышенными дисбалансами и показано, что штатный ГДД при таких условиях работает со срывом характеристик, о чем говорят соответствующие бифуркации на АЧХ. Этот факт указывает на недостаточность демпфирования в опоре.

7. Создана методология проектирования ГДД. Она содержит задачу динамической оптимизации системы «ротор - опоры», алгоритм выбора типа демпфера и оптимизацию его параметров для жесткого ротора. Предложена система двухкритериальной оптимизации для определения демпфирования. Определение типа демпфера, необходимого для данного ротора, связано с величиной демпфирования и относительного дисбаланса.

8. Созданы средства проектирования - информационно-расчетная система ГДД и комплекс прикладных программ по расчету динамики ротора, в которых реализованы предложенные методики расчета. Разработан программный интерфейс между этими системами. Созданные средства позволяют производить многовариантные расчеты динамики системы «ро-

тор -опоры» пользователю - конструктору, не владеющему специальными знаниями по программированию.

9. Спроектировано, изготовлено и оглажено высокоэффективное стендовое оборудование, воплощающее созданную методологию исследования систем гидродинамического демпфирования. Проведенные экспериментальные исследования, а также сравнение с результатами других авторов подтвердили достоверность разработанных методик расчета ГДД.

10. Сформулированные принципы проектирования ГДД позволили создать ряд новых перспективных конструкций ГДД защищенных авторскими свидетельствами СССР и патентами России, многие из которых реализованы в опорах двигателей ОАО СНТК им. Н. Д. Кузнецова и АО СКБМ.

11. Результаты исследований нашли практическое применение в различных предприятиях авиационной и газовой промышленностей, а также в учебном процессе Самарского государственного аэрокосмического университета. Методика выбора и расчета ГДД и модуль САПР по расчету ГДД внедрены на ОАО СНТК им. Н.Д. Кузнецова. Там же внедрены демпфер с торцовой щелью (НК-32) и демпферы с дросселирующими канавками (НК-25, НК-86, НК-56). В АО СКБМ и ООО «Самаратрансгаз» внедрен короткий ГДД с уплотнениями, а в Пермском АО «Авиадвигатель» - информационно-расчетная система проектирования ГДД.

Основные научные результаты диссертации защищены 35 авторскими

свидетельствами СССР и патентами России, основные из которых вместе с

другими публикациями представлены в следующем хронологически составленном списке работ:

1. Новиков Д.К. Сравнение динамических характеристик коротких и длинных гидродинамических демпферов. - В сб.: Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летательных аппаратов. - Куйбышев, 1979. - Вып. в.- С.69-75.

2. Эскин И.Д., Новиков Д.К., Балякин В.Б. Динамические характеристики длинных гидродинамических демпферов с учетом посадки на ограничитель колебаний. - В сб.: Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летательных аппаратов. - Куйбышев, 1980. - Вып. 7. - С. 155160.

3. А.с.754141 СССР. Гидродинамический демпфер опор / А.И. Белоусов, И. Д. Эсюш, Д.К. Новиков. Заявл. 03.04.78; Опубл. 07.08.80, БИ№29.

4. Белоусов А.И., Новиков Д.К., Эскин И.Д. Теория гидродинамических демпферов с цилиндрической и торцовыми щелями // Изв. ВУЗов. Авиационная техника. - 1981. - №3. - С. 16-22.

5. A.c. 860566 СССР. ДСП. Гидродинамический демпфер/И.Д. Эскин, А.И. Белоусов, Д.К. Новиков, П.Д. Вильнер, М.А Емельянов, В.Н. Снигирев. Заявлено 09.07.79; Зарегистрир.04.05.81.

6. А.С.969076 СССР. ДСП. Гидродинамический демпфер / Д.Е. Чегодаев, Д.К. Новиков, В.Б. Балякин. Заявл. 28.04.81; Зарегистр. 22.06.82.

7. A.c. 92235 СССР. Демпфер / И.Д. Эскин, Д.К. Новиков. Заявл. 23.05.77; Опубл. 23.04.82, БИ№15.

8. A.c. 983340 СССР. Упруго-демпферная опора / И. Д. Эскин, Д.К. Новиков, В.В. Сатосов. Заявл.24.11.80; Олубл.23.12.82, БИ №47.

9. Эскин И.Д., Новиков ДК. Уточненная теория гидродинамических демпферов. - Куйбышев, 1982. - 37 с. Рукопись представлена Куйбышев, авиац. ин-том. Деп. в ВИНИТИ 22.04.1982, №1962-82 ДЕП.

10. Эскин И.Д., Новиков ДК. Приближенная теория длинных гидродинамических демпферов с учетом конвективных членов инерции и турбулнзации жидкости. - Куйбышев, 1982. - 35с. Рукопись представлена Куйбышев, авиац. ин-том. Деп. в ВИНИТИ 7.09.82, №4777-82 ДЕП.

11. Эскин И.Д., Новиков ДК. Определение характеристик гидродинамического демпфера с цилиндрической и торцовыми щелями. - Куйбышев, 1983. - 29с. Рукопись представлена Куйбышев. авиац. ин-том. Деп. в ВИНИТИ 29.04.83, №2268-83 ДЕП.

12. A.c. 1000625 СССР. Демпфер / А.И. Белоусов, И.Д. Эскин, Д.К. Новиков. Заявл. 01.02.78; Опубл. 28.02.83, БИ№8.

13. Белоусов А.И., Балякин В.Б., Новиков Д.К. Экспериментальное исследование распределения давления в слое смазки "короткого" гидродинамического демпфера// Трение и износ. - 1985. - Т.6. - №4. - С.648-652.

14. A.c. 1161734 СССР. Гидродинамический демпфер / А.И. Белоусов, Д.К. Новиков, В.Б. Балякин, C.B. Фалалеев. Опубл. 15.06.85, БИ№22.

15. Белоусов А.И., Новиков Д.К. Выбор типа гидродинамического демпфера для опор роторов ГТД // Известия ВУЗов, Авиационная техника. - 1986. -№3. - С.7-11.

16. A.c. 1236222 СССР. Демпфер опор роторов / В.П. Стукалов, Д.К. Новиков, В.Б. Балякин. Заявлено 15.12.82; 0публ.07.06.86, БИ №21.

17. A.c. 1455817 СССР. ДСП. Демпфер опор / В.Б. Балякин. А.И. Белоусов, М.А. Караблин, Д.К. Новиков. Заявл. 12.05.87; Зарегистр. 01.10.88.

18. Балякин В.Б., Новиков Д.К., Рыжинский И.Н., Стукалов В.П. Вибрационная доводка двигателя НК-12СТ // Авиационная промышленность. - 1990. - №8. - С.15-17.

19. Белоусов А.И., Новиков Д.К., Балякин В.Б. Гидродинамические демпферы опор роторов турбомапшн: Учеб. пособие / Куйбышевский авиац. институт. Куйбышев,- 1991,- 94с.

20. Балякин В.Б., Новиков Д.К., Зырянов A.A. Выбор оптимального демпфирования для многоопорного составного ротора изделия НК-12СТ и определение параметров гидродинамического демпфера свободной турбины. -

Труды VII научно-технической конференции «Герметичность и вибронадежность насосов и компрессоров». - г.Сумы, сентябрь 1993. - С. 195-205.

!1. Пат. 1821586 СССР. Гидродинамический демпфер / М.А. Караблин, Д.К. Новиков, Д.И. Пильдес. Заявл.09.07.90; 0публ.15.06.93. БИ№22.

!2. A.c. 1821587 СССР. Гидродинамический демпфер / А.И. Белоусов, Д.К. Новиков, И.П. Сидько. Заявл.09.07.90; 0публ.15.06.93. БИ№22.

!3. Балякин В.Б., Зырянов A.A., Новиков Д.К. Создание методик расчёта гидродинамических демпферов, учитывающих разрыв смазочного слоя рабочей жвдкости. Деп. в ВИНИТИ. Самара, 1995. №2183-В95 от 18.07.95.

14. Новиков Д.К., Балякин В.Б., Зырянов A.A. Динамика ротора на нелинейных упруго-демпферны.х опорах. - Сборник трудов международной конференции «Динамика роторных систем». Каменец-Подольский, Украина. 21-23 мая 1996.-С.24-27.

!5. Novikov D., Balyakin V., Zyryanov A. Development of Calculation Techniques for Squeeze Film Dampers, Accounting Rupture and Turbulence of Lubricant Layer.- 10th International Colloquium Tribology 1996. - Technische Akademie Esslingen, Germany. - January 09 -11. V. П. P.1287-1293.

!6. Новиков Д.К., Лихолетов А.Ю. Исследование инерционных свойств смазочного слоя при турбулентном режиме течения в рабочем зазоре длинных гидродинамических демпферов. - Сборник докладов международной НТК, посвященной 55-летию СГАУ "Проблемы и перспективы развития двигателестроения в Поволжском регионе". -Часть 1. - 1997. - С.114-119.

П. Новиков Д.К. Экспериментальное исследование динамики ротора на гидродинамических демпферах // Вестник СГАУ им. С.П. Королева. Серия: Проблемы и перспективы развития двигателестроения. - Вып.2. - 1998. -Часть2.-С. 196-202.

Î8. Новиков Д.К., Балякин В.Б., Клячин Ю.А., Кулагин С.Н,, Медведев С.Д. Снижение вибрации двигателя НК-12СТ при эксплуатации // Газовая промышленность. -1998, декабрь. -С.36-37.

19. Новиков Д.К., Балякин В.Б. Информационная модель гидродинамических демпферов опор роторов авиационных ГТД // Вестник СГАУ им. С.П. Королева. Серия: Проблемы и перспективы развития двигателестроения. -Вып. 2. - 1998. - Часть 1. - С. 49-56.

30. Новиков Д.К., Кануншпсов П.И. Влияние условий подачи смазки на характеристики ГДД // Труды 9 Международной научно-технической конференции. Сумы: Ризоцентр СумГУ. - 1999. -С.27-34.

31. Новиков Д.К, Балякин В.Б. Динамика ротора газотурбинного двигателя с гидродинамическими демпферами в опорах // Проблемы машиностроения и надежности машин. - 1999. - №2. - С.28-34.

32. Новиков Д. К. Разработка динамических моделей роторов авиационных ГТД // Изв. ВУЗов. Авиационная техника. -1999. - №3. - С.79-82.

33. Новиков Д.К., Канунников П.И. Влияние подачи смазки на характеристики гидродинамических демпферов. - 36 стр. Деп. ВИНИТИ, №2971-В99 от 4.10.99.

34. Новиков Д.К. Критерии оптимизации при расчете гидродинамических демпферов для многоопорных разрезных роторов авиационных газотурбинных двигателей. - Материалы V Международного симпозиума «Динамические и технологические проблемы механики конструкций и сплошных сред». - Москва, Ярополец. -15-19 февраля 1999. - С. 43-44.

35. Новиков Д.К, Шепелев А.И. Влияние овальности на характеристики гидродинамических демпферов. - 32 стр. Деп. ВИНИТИ, №3926 - В99 от 30.12.99.

36. Новиков Д.К., Шепелев А.И. Влияние технологических факторов на характеристики ГДД. - Труды международной конференции «Надежность и качество в промышленности, энергетике и на транспорте». - Самара. - 6-8 октября 1999. - С. 75-77.

37. Novikov D., Balyakin V. An Analytical Investigation of the Dynamics of a Gas Turbine Engine Rotor Supported on a Squeeze Film Damper.- 12th International Colloquium Tribology 2000 - Plus. - Technische Akademie Esslingen, Germany. - January 11-13. - Volume II. - P.1411-1417.

38. Новиков Д.К., Канунников П.И. Разработка модели гидродинамического •демпфера (ГДД), учитывающей условия подачи смазки // «Славянотрибо-5. Наземная и аэрокосмическая трибология - 2000.: проблемы и достижения». Материалы международного научно-практического симпозиума / ВМПАВТО, МФ СЕЗАМУ, РГАТА. СПб - Рыбинск. - 2000. - С. 53-57.

39. Новиков Д.К. Влияние конструкторско-технологических факторов на характеристики гидродинамических демпферов П Изв. ВУЗов. Авиационная техника. - 2000. - №3. - С.72-73.,

40. Новиков Д.К., Канунников П.И. Анализ условий подвода смазки в гидродинамическом демпфере И Вестник СГАУ им. С.П. Королева. Серия: Проблемы и перспективы развития двигателестроения. - Вып. 4. - 2000. -Часть 2. - С. 174-181.

41. Новиков Д.К. Проектирование гидродинамических демпферов опор роторов двигателей летательных аппаратов. Монография. Издательство Самарского научного центра РАН, 2000. - 165с.

42. Патент России №2154179. МКИ F02 С 3 / 10. Балякин В.Б., Кулагин С.Н., Медведев С.Д., Новиков Д.К., Россеев Н.И., Рыжинский И.Н. - Свободная турбина привода газоперекачивающего агрегата. - Заявл. 18.08.99. Опубл. 10.08.2000. БИ№22.