Ваш браузер устарел и не обеспечивает полноценную и безопасную работу с сайтом.
Установите актуальную версию вашего браузера или одну из современных альтернатив.
Одним из элементов жидкостного ракетного двигателя (ЖРД), существенно определяющим надежность всей двигательной установки, является турбонасосный агрегат (ТНА). Диапазон частот вращения современных ТНА довольно широк и достигает 35 000 об/мин [1]. Возникновение поперечных колебаний валов наблюдается во всех быстровращающихся роторах. Ввиду наличия смещения центра масс относительно геометрической оси вращения, которое невозможно абсолютно исключить при производстве, а также влияния упругости опор и гироскопического момента, в роторе возникают силы инерции и силы упругости, которые и обуславливают появление собственных поперечных колебаний [2]. Из теории вращения роторов известно, что существуют такие определенные скорости вращения, называемые критическими (резонансными), при достижении которых происходит резкое увеличение амплитуды собственных колебаний до бесконечных значений [3]. В действительности из-за внешнего и внутреннего (в материале вала) трения, конструктивных ограничений и наличия демпфирующих элементов динамический прогиб не может бесконечно возрастать, но возникающие при вращении изгибающие моменты и вибрация могут привести к потере устойчивости и возможному дальнейшему разрушению как самого ротора, так и окружающих его деталей. Вследствие этой особенности валы, которые вращаются с частотой большей критической, принято называть «гибкими», меньшей соответственно «жесткими». Применение «жестких» валов дает ряд преимуществ [4]:
У валов с несколькими дисками, то есть имеющих распределенную массу, существует бесчисленное множество критических частот, для них условие устойчивости будет достигаться путем исключения из рабочих диапазонов тех скоростей вращения, которые находятся в пределах 20–30 % от критических значений [5]. Также использование жестких валов приводит к увеличению массы конструкции ТНА, что является нежелательным для ЖРД [6]. По этой причине существуют конструкции ТНА, роторы которых вращаются с частотой выше 2-й и даже 3-й критической.
Целью данной работы является определение критических частот вращения и обоснование выбора подшипников, как можно лучше обеспечивающих устойчивый режим работы объекта исследования. За объект исследования выбран ротор модельной газотурбинной установки, расположенной на кафедре «Ракетные двигатели» в МГТУ им. Н.Э. Баумана. Турбина — осевая, одноступенчатая, сверхзвуковая, парциальная, без бандажа [7], рабочим телом которой являются продукты сгорания газогенератора (ГГ). В качестве горючего в ГГ используется жидкий этиловый спирт, в качестве окислителя — воздух. Ротор изготовлен из жаропрочной стали 40Х15Н7Г7Ф2МС. Для обеспечения длительного ресурса функционирования установки рабочие частоты вращения находятся в диапазоне от 150 до 350 Гц. В программном комплексе SolidWorks создана 3D-модель ротора, которая содержит элементы, наиболее влияющие на динамику вращения: диск с лопатками и гидротормоз, предназначенный для потребления мощности, вырабатываемой турбиной. В программном комплексе ANSYS Meshing создана расчетная сетка. В программном комплексе ANSYS Mechanical проведен модальный анализ данного объекта, учитывающий следующие аспекты: 1) свойства материала, из которого изготовлен ротор; 2) места расположения подшипников и их жесткость; 3) эффект Кориолиса; 4) демпфирующий эффект; 5) диапазон рабочих скоростей вращения [8]. Модальным называется анализ, проводящийся с целью определения частот и форм (мод) собственных колебаний конструкции. Также модальный анализ может быть первым шагом для других видов динамического анализа, например, гармонического или спектрального [9]. В результате данного анализа получены критические частоты на различных модах колебаний и построена диаграмма Кэмпбелла.
Для подтверждения точности данных, полученных при модальном анализе, проведено сравнение собственных частот колебаний на различных гармониках с собственными частотами, полученными в ходе акустической диагностики этой же модельной газотурбинной установки. В процессе акустической диагностики использовались волоконно-оптические интерферометры Маха-Цендера, с помощью которых контролировалась скорость вращения и частоты собственных колебаний ротора турбины на различных режимах работы в каждый момент времени. Акустическая диагностика проводилась на скоростных режимах 200 и 220 Гц, сделан вывод о совпадении собственных частот с точностью до 85 %, располагающихся в пределах 100–150 Гц на первых трех модах для вышеуказанных скоростей вращения.
По диаграмме Кэмпбелла сделан вывод [10], что диапазон рабочих частот не содержит критических значений, но является закритическим. При выходе на режим данный ротор способен успешно преодолевать критические частоты без наличия специальных демпфирующих опор. Рабочий диапазон частот можно назвать устойчивым. На основе анализа рынка подшипников по полученным результатам, предложены модели, которые являются жесткими и способны обеспечивать требуемые частоты вращения и воспринимать возникающие нагрузки.
