10_Hlopenko.doc Работоспособность упорного подшипника многоступенчатого центробежного питательного насоса при разбалансировке вала Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2013, № 4 68 Хлопенко Н.Я., Сидорика И.Н. Национальный университет кораблестроения имени адм. Макарова, г. Николаев, Украина E-mail: igor.sidorika@yandex.ua РАБОТОСПОСОБНОСТЬ УПОРНОГО ПОДШИПНИКА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА ПРИ РАЗБАЛАНСИРОВКЕ ВАЛА УДК 621.671: 621.822.2 Исследовано влияние торцовых биений гребня на работоспособность масляной пленки упорного подшип- ника скольжения многоступенчатого центробежного питательного насоса. На конкретном примере показано, что при разбалансировке ротора насоса подшипник выходит из строя из-за разрушения масляного слоя торцовыми биениями гребня. Ключевые слова: насос центробежный, подшипник скольжения упорный, разбалансировка вала, работоспособность. Введение При скоростях вращения вала, характерных для многоступенчатых центробежных питательных насосов, возникают знакопеременные усилия на самоустанавливающиеся подушки упорного подшипни- ка скольжения (УПС), вызванные действием периодических сил, возникающих при торцовых биениях зеркала гребня вследствие разбалансировки вала, вызванной различного рода неуравновешенностями (дисбалансами масс). Это приводит к нарушению гидродинамического режима трения и, как следствие, к преждевременному износу рабочих поверхностей трения, а в ряде случаев и к выходу подшипника из строя. Поэтому представляется актуальным исследование работоспособности УПС с самоустанавли- вающимися подушками многоступенчатого центробежного питательного насоса при торцовых биениях гребня. Целью настоящей работы является исследование работоспособности УПС многоступенчатого центробежного питательного насоса при разбалансировке вала. Для исследования работоспособности УПС многоступенчатого питательного центробежного на- соса при разбалансировке вала предложены зависимости для расчета динамических нагрузок на подуш- ки. Они получены из общего случая, приведенного в работе [1]. Критерием работоспособности насоса служило отношение амплитудного значения динамической нагрузки, возбуждаемой торцовыми биения- ми гребня, к статическому усилию на подушку. Для нормальной работы подшипника это отношение не должно превышать значения 0,5. Расчеты проводились применительно к УПС насоса ПЭ 600-300-4. По- казано, что при значениях динамической жесткости масляной пленки [2, 3], не превышающих коэффици- ента жесткости тонкого подкладного кольца (ТПК) под точками опор подушек, подшипник выходит из строя из-за разрушения масляного слоя, вызванного торцовыми биениями гребня при разбалансировке вала. Конструктивная схема насоса и основные расчетные формулы Конструктивная схема многоступенчатого центробежного насоса представлена на рис. 1. Рис. 1 – Конструктивная схема насоса: 1 – вал; 2 – рабочее колесо; 3 – корпус внутренний; 4 – подушки; 5 – гребень; 6 – корпус наружный mailto:igor.sidorika@yandex.ua Работоспособность упорного подшипника многоступенчатого центробежного питательного насоса при разбалансировке вала Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2013, № 4 69 Основными его деталями являются внутренний 3 и наружный 6 корпусы, вал 1 с жестко закреп- ленными на нем рабочими колесами 2 и гребнем 5, образующим с самоустанавливающимися подушками 4 упорный подшипник скольжения (УПС). При работе насоса на рабочие колеса (см. поз. 2) действуют силы, образующиеся за счет поворо- та потока жидкости, поступающей в межлопаточные каналы. На установившемся режиме работы под- шипника осевая составляющая равнодействующей этих сил уравновешивается равнодействующей гид- родинамических реакций масляных пленок подушек, а радиальная – обычно приводит к разбалансировке вала вследствие технологических погрешностей изготовления рабочих колес. Торцовые биения зеркала гребня, возникающие при разбалансировке вала, вызывают знакопере- менные нагрузки на подушки со сдвигом по фазе. Эти нагрузки при аппроксимации торцовых биений гармонической функцией tAг ωcos с угловой частотой вращения вала ω рассчитываются по формулам ( ) ( )( )( ) ( ) ( )( ),ωsinγsinβωcosγcosα ωsinγcosαωcosγsinβω tAtAk tAtAkN iгifiгifiж iгifiгifiдi +−−+ +−++−= ( )пzi ,1= , где ααα += ifi ; βββ += ifi ; гА – амплитуда торцового биения гребня под точками опор подушек; ( ) пi zi /1-π2γ = – начальная фаза для i-й подушки; пz – число подушек; t – время; величины α , β , iα , iβ определяются в процессе решения системы алгебраических уравнений ;γcosγsinω βωαωβαω 11 1111 2 1 ∑∑ ∑∑∑∑ == ==== += =−+−      +− пп пппп z i iжiг z i iдiг z i iiдi z i iж z i iд z i iж kAkA kkkkm ;γsinγcosω βαωβωαω 11 11 2 1 11 ∑∑ ∑∑∑∑ == ==== −= =++      −+      пп пппп z i iжiг z i iдiг i z i iжi z i iд z i iж z i iд kAkA kkmkk ( ) ;γsinωγcos βωαωβωα 22 iгідiгіж iідiіжпідіж AkAk kmkckk += =−−++− ( ) ,γsinγcosω βωαωβαω 22 iгiжiгiд iіжпiiдiжiд AkAk mkckkk += =−++++ ( )пzi ,1= где 1m , 2m – соответственно масса вала и подушки; пс – коэффициент жесткости ТПК под точками опор подушек. Эта формула получена из работы [1]. Она учитывает динамические характеристики масляных пленок подушек – коэффициенты эффективной упругости жik и демпфирования дik и перекос корпуса подшипника, при помощи которого определяются эти характеристики [2, 3]. Обсуждение полученных результатов Расчеты проводились применительно к упорному подшипнику скольжения с самоустанавливаю- щимися подушками высоконапорного центробежного питательного насоса ПЭ 600-300-4 со следующи- ми исходными данными: длина подушки на среднем радиусе 4,5 см; ширина подушки 4 см; средний ра- Работоспособность упорного подшипника многоступенчатого центробежного питательного насоса при разбалансировке вала Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2013, № 4 70 диус подушки 9,4 см; толщина подушки 1,4 см; число подушек пz = 6; статическая нагрузка на по- душку стP = 3,08 кН; масса вала с рабочими колесами с заполненной жидкостью и гребнем 576 кг; масса каждой подушки 0,75 кг; угловая часто- та вращения вала ω = 660 рад/с; вяз- кость масла на входе в смазочный слой 0,0067 Па∙с; температурный коэффици- ент вязкости 0,0224 1/К. Коэффициенты жесткости и демпфирования масляной пленки рассчитывались численно по методу [2] и оказались равными жik = 0,155·10 9 Н/м и дik = 0,903·10 5 Н·с/м для каждой подушки. Расчеты проводились при коэффициентах жесткости пс ТПК 1,66∙10 7 Н/м и 1,66∙108 Н/м. В процессе вычислений рассчитывались для каждой подушки отношения нагрузки iN (рис. 2) и ее амплитуды mN (рис. 3) к статическому усилию стP . Как и сле- довало ожидать, нагрузки iN ( 6,1=i ) на подушки носят гармонический ха- рактер и сдвинуты по фазе на один и тот же угол (рис. 2), а их амплитудные значения mN существенно зависят от коэффициента жесткости пс ТПК (рис. 3). Поэтому оптимальный выбор коэффициента жесткости пс позволяет обеспечить надежную защиту масляной пленки от разрушения. Применительно к рассматриваемому упорному под- шипнику насоса ПЭ600-300-4 оптимальное значение этого коэффициента принято равным 1,66∙107 Н/м при максимально допускаемой амплитуде торцового биения гребня 100 мкм. Оно на порядок меньше ди- намической жесткости масляной пленки ( )22 ω дiжii kkC ⋅+= подушки. Таким образом, проведенные исследования позволили установить, что упорные подшипники скольжения высоконапорных центробежных питательных насосов надежно выполняют свои функции при значениях динамической жесткости масляной пленки, по крайней мере, на порядок превышающих коэффициент жесткости тонкого подкладного кольца под опорными телами качения подушек. Выводы 1. Дисбалансы роторов, порождающие торцовые биения гребня, являются причиной поврежде- ния упорных подшипников скольжения многоступенчатых центробежных питательных насосов. 2. Эффективным способом защиты упорных подшипников скольжения от повреждений, вызван- ных разбалансировкой валов многоступенчатых центробежных питательных насосов, является использо- вание тонкого подкладного кольца под опорными телами качения подушек с коэффициентом жесткости, по крайней мере, на порядок меньшим динамической жесткости масляной пленки. Литература 1. Хлопенко Н. Я. Несущая способность главного упорного подшипника судовой дизель- редукторной установки [Текст] / Н.Я. Хлопенко, И.Н. Сидорика // Проблеми трибології (Problems of Tri- bology). – 2008. – № 3. – С. 6-10. 2. Хлопенко Н. Я. Влияние пузырьков газа на нелинейные динамические характеристики масля- ной пленки подпятника [Текст] / Н.Я. Хлопенко // Инженерно-физический журнал.– 1996.– Т.69.– № 1.– С. 90-97. 3. Романовский Г. Ф. Динамика упорных подшипников скольжения судовых турбомашин: Мо- нография [Текст] / Г.Ф. Романовский, Н.Я. Хлопенко. – Николаев: НУК, 2007. – 140 с. Поступила в редакцію 12.11.2013 Рис. 2 – Зависимости от времени t безразмерных нагрузок Ni / Pст, i = 1,6 , Аг = 100 мкм, сп = 1,66∙107 Н/м Рис. 3 – Влияние амплитуд торцовых биений гребня Аг на отношение Nm / Pст: 1 – сп = 1,66∙107 Н/м; 2 – 1,66∙108 Работоспособность упорного подшипника многоступенчатого центробежного питательного насоса при разбалансировке вала Проблеми трибології (Problems of Tribology) 2013, № 4 71 Khlopenko M.Y., Sidorika I.M. The operability of the thrust bearing multistage centrifugal pump at unbalance of the shaft. At shaft speeds typical of to multi-stage centrifugal pumps, arise variable efforts on pillows thrust-bearing, caused by the action of periodic forces arising at end faces beats of a mirror the crest of the shaft due to unbalance caused by the dif- ferent kinds of lack of balance. This leads to violation of the hydrodynamic regime of friction and, as a consequence, to pre- mature wear of working surfaces of friction, and in some cases to failure the bearing. To study operability thrust bearing of the multistage centrifugal pump at imbalance his shaft used previously de- veloped by us method of calculation of dynamic loads on the pillows. Investigated the influence of axial eccentricity tolerances the crest on the operability of the oil film thrust-bearing multistage centrifugal feed pump. A specific example is shown that with unbalance of the pump rotor bearing fails due to the destruction of the oil layer at a axial eccentricity tolerances the crest. Keywords: centrifugal pump. bearing thrust, unbalancing the shaft, operability. References 1. Hlopenko N. Ja., Sidorika I.N. Nesushhaja sposobnost' glavnogo upornogo podshipnika sudovoj dizel'-reduktornoj ustanovki./ Problemi tribologії (Problems of Tribology), 2008, No 3, pp.6-10. 2. Hlopenko N. Ja. Vlijanie puzyr'kov gaza na nelinejnye dinamicheskie harakteristiki masljanoj plenki podpjatnika. Inzhenerno-fizicheskij zhurnal, 1996, T. 69, No 1, pp. 90-97. 3. Romanovskij G.F.,Hlopenko N.Ja. Dinamika upornyh podshipnikov skol'zhenija sudovyh turbomashin: Monografija , Nikolaev. NUK, 2007, 140 P.