Файл: Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания..pdf

требуется сравнить с частотой возмущений, которые вызывают­ ся условиями на входе газа в колесо или на выходе из него. Эта частота обычно кратна частоте вращения ротора, числу лопаток (ребер) или патрубков, расположенных перед или за рабочим колесом. Например, частота возмущения /в от лопаток сопло­

компрессоров типа ТКР-40В и ТК-34С (4ТК.) приведены ниже. Тензометрические датчики наклеивались в местах максималь­ ных напряжений по результатам предварительно проведенных исследований на электродинамическом стенде. У лопаток вра­ щающегося направляющего аппарата в рабочем диапазоне имелось семь резонансных зон (низшая гармоника 7-я); ам­ плитуда возникающих при этом переменных напряжений дости­ гает съ = ±28 МН/м2. У лопаток осевой части колеса компрес­ сора (рис. 174) зафиксировано четыре резонансных зоны (низ­ шая гармоника 6-я), амплитуда возникающих при этом пере­ менных напряжений достигает оѵ = ±19 МН/м2. В радиальной части этого колеса (датчик № 2) резонансных зон не было обна­ ружено. В обоих случаях во входном устройстве было по шести ребер. Вращающийся направляющий аппарат был изготовлен из алюминиевого сплава АК6, а колесо компрессора — отлив­ кой в кокиль из алюминиевого сплава АЛ4. Можно считать, что

251

для указанных материалов переменные напряжения находятся примерно на верхнем уровне допустимых значений.

Вибрационные поломки радиальных лопаток и лопаток вра­ щающегося стремящегося аппарата центростремительных тур­ бин имели место на турбокомпрессоре типа ТКР-40. На опытных образцах ТК трещины в радиальных лопатках колеса с z = 28 (рис. 173) обнаруживались уже после 100 ч работы (случаев

Рис. 174. Результаты исследования напряжений в лопатках литого колеса компрессора типа ТК.-34:

а — резонансная диаграмма: б — зависимость напряжений от частоты вращения; 1 — датчики N° 1; 2 — датчики N°. 2

обрыва лопаток не было, с указанными трещинами некоторые турбокомпрессоры работали по 1500 ч). Предварительное оп­ ределение частоты собственных колебаний лопаток расчетом позволило выдвинуть предположение, что в данном случае имеет место резонанс 24-й гармоники (по числу сопловых ло­ паток). Проведенное впоследствии тензометрическое исследо­ вание подтвердило это предположение: в рабочем диапазоне при п = 375 -т- 385 об/с имел место резонанс с амплитудой пере­ менных напряжений аѵ = 200 МН/'м2 (рис. 175). Для устранения поломок колеса было разработано шесть вариантов лопаток различных толщин и профилей. Частота колебаний их опреде­

252

лилась расчетом, а затем экспериментально. Был выбран про­

следование показало, что колесо турбины с утолщенным профи­ лем лопатки не имело резонансных колебаний с большим уров­

150 250 п.о5/с

Рис. 175. Зависимость переменных напряжений в колесе центростремительной турбины ТКР-40 от числа лопаток и частоты вращения (место установ­ ки тензодатчика показано на рис. 173):

На рис. 175 приведены также результаты тензометрирования колес ЦСТ с одинаковым профилем лопаток, но с различным их количеством. С увеличением количества лопаток резонансная зона сдвигается в сторону больших частот вращения, количество резонансных зон уменьшается. Так, при z = 14 в рабочем диа­

центробежных компрессоров и ЦСТ рекомендуются те же ме­ роприятия, что и для рабочих лопаток осевых турбин. Количе­

253

ство направляющих и рабочих лопаток, как это следует из изложенного выше, предпочтительнее принимать равным про­ стому числу (7, 11, 13 и т. д.).

надежная работа без износа на протяжении всего времени экс­ плуатации. В лабиринтовом уплотнении происходит многократ­

тем меньше коэффициент расхода и тем эффективнее уплотне­ ние. Винтовые уплотнения применяют для уплотнений в основ­ ном масляных полостей.

Из контактных уплотнений в турбокомпрессорах применяют главным образом кольцевые. В таком уплотнении разрезное кольцо вследствие упругости давит на цилиндрическую поверх­

254

рекомендуется применять комбинированные уплотнения [25]. Изменения давлений в таком уплотнении исследованы на ТК-34. Схема установки датчиков давления приведена на рис. 163, а изменение давления в уплотнениях (ру) и давления наддува (ри) в зависимости от частоты вращения ротора показано на рис. 176. Эти исследования показали удовлетворительную эффективность уплотнения: включенные в него радиальные и осевые лабирин­ ты в сочетании с системой дренажа снижают давление газа (воздуха), а следовательно, и осевую нагрузку на кольца. Давление же в масляной полости, за кольцами (кривая 7), равно примерно давлению окружающей среды.

Для предотвращения проникновения газов в полость подшипника со стороны турбины, а также масла из подшип­ ников в проточную часть компрессора в некоторых конструкци­ ях (например, Броун — Бовери) полости между уплотнениями соединяют с атмосферой. Иногда уплотнения со стороны ком­ прессора соединяют каналами (в корпусах) с полостями, кото­ рые имеют повышенные давления воздуха. При расположении кольцевого уплотнения со стороны всасывания (между подшип­ ником и колесом компрессора) весьма эффективен подвод воздуха между соседними парами колец. Надежность и эффек­ тивность уплотнения с таким подводом воздуха проверена испытаниями, в ходе которых устанавливалось разрежение на всасывании до 1000 мм вод. ст. (при давлении наддувочного воздуха до 0,3 МН/м2) .

подш ипники

Нагрузка на подшипники ротора складывается из его массы, динамических усилий, возникающих от неуравновешенных вра­ щающихся масс, гироскопического эффекта и осевых усилий, вызванных течением рабочего тела. Подшипники должны быть надежными и долговечными в эксплуатации, простыми в обслу­ живании, иметь малые потери на трение и обеспечивать точную центровку деталей ротора относительно соответствующих корпусов. Окружная скорость цапф роторов турбокомпрессоров достигает 70 м/с, а частота вращения 1330—1660 об/с и более. Высокая быстроходность создает тяжелые условия работы под­ шипников. В то же время удельные нагрузки на опорные под­ шипники невелики и редко превышают 0,2 МН/м2. Около поло­ вины э'гой нагрузки создается массой ротора. Нагрузка от не­ уравновешенных сил инерции при современных допусках на ба­ лансировку ротора турбокомпрессора является одной из основных и может превышать нагрузку от массы ротора. Дав­ ление на упорные подшипники значительно выше и достигает 1,2—2,0 МН/м2 при средней окружной скорости упорной пяты до 80 м/с.

255