Обоснование стеклопластиковой гидромуфты для шахтного турбокомпрессора

На шахтах крутого падения по условиям безопасности запрещается применение электричества и сжатый воздух давлением 0,3-0,8 МПа является единственным видом энергии для привода оборудования: комбайнов, породопогрузочных машин, отбойных и бурильных молотков, закладочных машин, эрлифтных установок, вентиляторов, устройств пневмоавтоматики и пр. Выработка шахтного магистрального сжатого воздуха осуществляется стационарными компрессорными установками, из которых наиболее перспективными являются центробежные компрессоры (ЦК) типов К-500, К-250, ЦК-115.

Заслуживает внимания турбокомпрессор К-250, который вырабатывает высокую производительность Q = 115 м3/мин при частоте вращения ротора nном = 11 230 об/мин. Такая скорость вращения требует не только безупречной балансировки ротора, но и эксплуатационной надежности его рабочих деталей. На рис. 13.1 показаны кинематическая (а) и расчетная (б) схемы турбокомпрессора К-250-61-1, включающие валы приводного двигателя 2, повышающего редуктора 3 и исполнительного органа — ротора машины 4. Последний представляет собой вал с насаженными на него рабочими колесами насосного типа.

Выполненные в ВИГМе им. М.М. Федорова наблюдения и анализ показали, что надежность основных узлов турбокомпрессоров невысока: средний срок безотказной работы ротора машины составляет 8,3 мес, а соединительной зубчатой муфты еще меньше — 6,8 мес. При этом наибольший материальный ущерб связан с авариями турбомашин в результате разрушения валов ротора и редуктора в местах их соединений зубчатой муфтой.
Исследованиями причин аварий, анализом поверхностей разрушения деталей, а также экспериментальными исследованиями динамических процессов в валопроводе реальной машины было установлено отсутствие соответствия конструктивных форм и размеров несущих деталей действующим нагрузкам при переходных режимах работы. Анализ амплитудно-частотных характеристик динамических нагрузок валопроводов при прямой и реакторной схемах запуска турбокомпрессора и механической характеристики приводного двигателя показывает наличие электромеханического резонанса по крутильным колебаниям в машинном агрегате (приводной двигатель — редуктор — ротор компрессора).
На рис. 13.2 показана осциллограмма записи электромагнитного момента двигателя, полученная при прямой схеме запуска синхронного двигателя турбокомпрессора К-250. Из записи видно, что крутящий момент системы в этом случае трижды в процессе разгона машины проходит зоны повышенных напряжений («всплесков» Мкр). Аналогичные осциллограммы при реакторной схеме запуска показывают возникновение в этом случае двух всплесков Mкр, значительно превосходящих номинальное значение Mном.
Величина максимальной переменной составляющей момента Мкр превышает номинальное значение:

что объясняется резонансными явлениями, возникающими при пуске машины в результате совпадения частот крутильных колебаний синхронного двигателя CTM-1500-2 и машины.
Динамические нагрузки резонансного происхождения отмечались, кроме того, в валопроводе центробежного компрессора К-1500-61-1 с приводом от синхронного двигателя СТМ-12000 и в двухцилиндровой центробежной машине с приводом от синхронного двигателя мощностью 5000 кВт. Снижение динамических нагрузок в таких системах возможно либо путем изменения динамических параметров машины, либо вводом в трансмиссию элемента с повышенными демпфирующими свойствами. Для серийно выпускаемых машин целесообразнее второе направление.
По конструктивному устройству демпферы разделяются на устройства с поглощением колебательной энергии (сухого трения, гидравлические, ударные и др.), устройства, изменяющие динамические параметры системы (антивибраторы, маятниковые и динамические демпферы и т. п.), и на устройства смешанного действия (демпферы с пружинами, рессорами или резиновыми вставками, упругие туфты). Применительно к центробежным компрессорным машинам, частота которых меняется в широком диапазоне, одним из лучших способов снижения динамических нагрузок при переходных режимах является установка гидродинамической муфты.
Гидромуфта передает мощность от приводного к исполнительному органу посредством замкнутого потока жидкости, образующегося в замыкаемой лопаточной системе турбинного и насосного колес. Благодаря этому энергомеханическая система может разъединяться, а в трансмиссии появляется элемент с регулируемой характеристикой. Эта особенность гидродинамических муфт способствует предохранению системы от резонансных явлений и повышает ее надежность и долговечность.
В настоящее время гидродинамические муфты нашли широкое применение в различных отраслях промышленности при передаче потока мощности от 0,5 кВт до нескольких десятков тысяч при оборотах ведомого вала более 4000 в минуту.
Основные свойства и особенности применения гидродинамических муфт заключаются в следующем:
- независимое вращение ведущего и ведомого валов, исключающее наличие трущихся пар и износа деталей; плавное движение в период пуска ведомого звена;
- ограничение крутильных колебаний;
- обеспечение широкого диапазона регулирования ведомого звена при постоянном числе оборотов приводного двигателя;
- суммирование мощности от нескольких источников энергии на один выходной вал.
Одним из важнейших требований, предъявляемых к гидродинамическим муфтам, является легкий вес при высокой прочности. Как известно, этому требованию в полной мере отвечают стеклопластики.

На рис. 13.3 показана разработанная Н.А. Кудрейко и В.П. Паршинцевым двухполостная гидродинамическая муфта из стеклопластика для шахтного турбокомпрессора К-250. Мощность от вала 8 редуктора приводного двигателя к валу 1 турбокомпрессора передается замкнутым потоком жидкости, образующимся в лопаточной системе насосного 3 и турбинного 2 колес муфты. Внутренние полости колес муфты представляют собой торы и оснащены плоскими диагональными лопатками, делящими их на большое число открытых отсеков.
Рабочая жидкость, заполняющая межлопастное пространство, при вращении насосного колеса 3 под действием центробежных сил движется к периферии и замыкается через рабочую полость турбинного колеса 2—4—7. Энергия напора жидкости насосного колеса преобразуется в механическую энергию вращения турбинной части муфты и соединенных с ней элементов.
Передаваемый крутящий момент M является суммой двух моментов:

где Mц — циркуляционная составляющая момента, обусловленная изменением количества движения; Mтр — составляющая момента, передаваемая трением, в расчетах обычно не учитывается в связи с малой величиной.
Гашение крутильных колебаний в гидродинамической муфте понимают как фильтрацию колебаний, величина которой характеризуется отношением амплитуды колебаний на ведомом валу к амплитуде вынужденных колебаний на ведущем. Физическая сущность гашения крутильных колебаний жидкостным потоком объясняется турбинным уравнением Эйлера

где Q — расход жидкости, кгс/с; у — плотность (объемный вес) жидкости, кг/м3; g — ускорение свободного падения, м/с2; rij — радиус средней линии потока, м; cij — абсолютная скорость жидкости в рассматриваемой точке, м/с; аij — угол между абсолютной и окружной скоростями рассматриваемой точки потока, рад.
В инженерной практике с достаточной точностью передаваемый крутящий момент определяют, используя законы геометрического, кинематического и динамического (равенство чисел Рейнольдса Re) подобий. В этом случае выражение для передаваемого крутящего момента имеет вид

где Л — коэффициент крутящего момента, определяемый на модели: nн — обороты насосного колеса; D — активный диаметр гидродинамической муфты.
Изменение крутящего момента согласно уравнению (13.2) происходит под влиянием изменения массы циркулирующей жидкости Q и момента количества движения r12c12—r22c22. Для оценки способности гидродинамической муфты сглаживать крутильные колебания в валопроводе центробежной компрессорной машины при неустановившихся режимах работы были определены ее амплитудно-частотные и моментные характеристики.
He приводя здесь соответствующих решений, отметим, что они выполнены на основании обобщенных уравнений моментов и балансов энергии при неустановившемся режиме работы, приводимых к системе уравнений в отклонениях от установившегося режима. Анализ выполненных решений показал, что весьма высокая фильтрующая способность гидродинамической муфты начинается при частоте вынужденных колебаний выше 15 Гц, что на 1,5—2 порядка выше собственных частот крутильных колебаний разъединенных муфтой частей системы. Это подтвердили и экспериментальные исследования гидродинамической муфты, выполненные на действующей машине в реальных условиях эксплуатации.
На рис. 13.4 показано изменение крутящего момента на валу ротора в процессе разгона компрессора без гидромуфты (кривая 1) и с гидромуфтой (кривая 2). Сравнение кривых показывает, что гидродинамическая муфта не пропускает на ведомую часть компрессора крутильные колебания приводного двигателя.

Расчет показал, что гидродинамическая муфта без изменения габаритных размеров компрессорной установки может быть создана при условии ее расположения между редуктором и ротором компрессора. Однако и при этом ее вынуждают работать в тяжелом режиме: передавать мощность N = 1500 кВт при скорости вращения nном = 11230 об/мин. Поскольку стандартно выпускаемые гидромуфты рассчитаны обычно на передачу вращения со скоростью, не превышающей nном = 3000 об/мин, то для рассматриваемого случая муфта была спроектирована специально.
В результате анализа различных конструктивных вариантов гидромуфт принят смягчающий тип гидромуфты с наклонными (назад) лопастями. В таких муфтах, например, по сравнению с муфтами со сбросовыми дополнительными камерами в момент запуска не возникают «динамические надбавки» инерционного характера. Такие смягчающие гидромуфты используются в судовых, вертолетных и других установках, где периодически происходит прерывание и восстановление силового потока в зависимости от работы двигателя и где необходимо поглощение толчков и крутильных колебаний.
Одним из требований, предъявляемых к гидромуфте, явилась полная разгрузка соединяемых валов от осевых усилий. Это требование удовлетворено двухполостной конструкцией муфты (см. рис. 13.3). В рабочих полостях обеих муфт расположены плоские лопатки, наклоненные под углом 60°.
Двойное насосное колесо 3 с лопатками, направленными по ходу вращения вала, плотно насаживается на вал 1 редуктора. Турбинная часть гидромуфты 2—4—7, закрепляемая на валу ротора 1 турбокомпрессора, представляет собой два тороидальных колеса (левое 2 и правое 7), соединяемых цилиндрической обечайкой 4 при помощи шпилек 5. Зазоры между колесами 3 мм, посадка на вал — прессовая, для чего используются стальные посадочные втулки 9, 10.
Муфта выполнена в проточном исполнении, так как при нормальном скольжении (~30%) количество выделенного тепла оказывается значительным. Подвод масла в муфту осуществляется через каналы в насосном колесе, отвод — через жиклеры в обечайке турбинной части муфты. Для уменьшения паразитной циркуляции масла между маслоприемником и колесами предусмотрены лабиринтные уплотнения.
Конструктивные элементы стандартных гидродинамических муфт имеют вполне определенные соотношения размеров, определение которых исходит из расчета циркуляции и подтверждается эксплуатацией муфт. Все размеры гидромуфт определяются в зависимости от основного — активного диаметра D, под которым понимается диаметр полости по выходным кромкам его лопаток. Из расчета круга циркуляции для рассматриваемого здесь случая (турбокомпрессора К-250) (13.3) имеем

Моментный коэффициент определен экспериментально: X = 1,4*10в-6. В соответствии со стандартом принят активный диаметр D = 250 мм, для которого коэффициент момента, определенный расчетным путем, имеет значение Л = 1,22*10в-6, что весьма близко к экспериментальному. Коэффициент полезного действия гидромуфты при таких параметрах n = 97,5%.
Учитывая, что муфта изготавливается из стеклопластика с низкой теплопроводностью, важно выполнить ее тепловой расчет. В процессе работы в аэродинамической муфте происходит потеря мощности, пропорциональная ее скольжению. Потерянная мощность в виде тепловой энергии нагревает рабочую жидкость и муфту. Поскольку муфта заключена в невращающийся кожух и отвод тепла в окружающую среду незначителен, практически все выделяющееся тепло отводится за счет протока масла.
Минимально необходимый расход масла на входе в муфту определен приближенным образом:

где G — весовой расход, кг/с; q — секундное выделение тепла в гидромуфте, ккал/с; с — удельная тепломкость масла, Дж/кг*К; t2, t1 — температура масла на выходе и входе в гидромуфту, град.
Для подвода масла в нашем случае предусмотрено два трубопровода с внутренним диаметром d = 15 мм и общей площадью S = 0,5пd2 = 0,0354 дм2. Диаметры жиклеров dж для отвода масла из рабочей полости гидромуфты определены из уровня минимально допустимого по теплу расхода масла

где а — коэффициент сжатия струи; f — площадь сечения жиклеров; v' — скорость истечения через жиклеры.
Исходя из определенных условий f = 3,25 мм2, т. е. диаметр жиклера d = 2,037 мм, фактически принято dф = 2 мм.

Высокие скорости вращения (nном = 11 230 об/мин) и в связи с этим индивидуальность исполнения предъявили особые требования к прочности гидродинамической муфты. К основным задачам расчета отнесено как сопоставление нормальных напряжений по ортам различных сечений, так и определение наибольших напряжений с целью корректировки размеров и обеспечения необходимых запасов прочности.
Предварительный расчет и результаты разгонных испытаний показали, что для анализируемой гидродинамической муфты более ответственной с точки зрения напряженного состояния является турбинная часть. Поэтому ниже приводится расчет только турбинной части муфты.
В основу расчета положены методы оценки напряженного состояния вращающихся деталей типа кольца сложной формы и короткой цилиндрической оболочки. Отличительная особенность схемы — различия граничных условий и геометрических характеристик сечения турбинных колес. Ротор гидромуфты — турбинные колеса 1,3 и обечайка 2 (рис. 13.5) рассматриваются под действием внешних и внутренних (Г, M0, Mi, Q0, Qi) силовых факторов, определяемых из условий совместимости деформаций. Расчет колес 1 и 3 выполнен методом.
Дифференциальное уравнение равновесия цилиндрической оболочки, подвергающейся одновременному действию внутреннего давления p и осевой растягивающей силы Т, имеет вид

Здесь k — характеристический коэффициент:

D1 — изгибная жесткость оболочки:

где E1 и E2 — модули упругости материала (стеклопластика) в осевом и тангенциальном направлениях соответственно, МПа; u1, u2 — соответствующие коэффициенты Пуассона; r — радиус рассматриваемой точки оболочки, см; h — толщина оболочки, cv.
Решение уравнения (13.4) запишем в виде

где Ci — определяемые из граничных условий постоянные интегрирования; Vi(kx) — функции А.Н. Крылова.
Граничные условия имеют следующий вид:

Постоянные интегрирования Ci, определяемые из граничных условий, в данном случае запишутся следующим образом:


Здесь функции fi (i = 1, 27) в отличие от приведенных определяются выражениями

Радиальные w и угловые ф перемещения турбинных колес 1, 3 (см. рис. 13.5) определяем методом. Приравнивание w и ф для дисков и оболочки позволило определить краевые нагрузки M0, Q0, Mi, Qi, а затем и перемещения. Зависимости между внутренними силовыми факторами и перемещениями позволили определить напряженное состояние деталей ротора гидромуфты.
В турбинных колесах из изотропного стеклопластика (E = 3*10в4 МПа; u=0,3) наибольшие напряжения возникают в точках А и В: oA = 218,6 МПа; аВ = 220,1 МПа.
Если коэффициент запаса прочности принять n=4, то необходимо выбрать материал с пределом прочности ов>1000 МПа.
В ортотропной оболочке Е1 = 1,8*10в4 МПа, Е2=2,5*10в4 МПа; u1 = 0,11, u2 = 0,14. Наибольшие напряжения развиваются на правом краю — у сопряжения с колесом: omax экв = 146,3 МПа. Прочность обечайки при таком значении оmах экв обеспечена, так как предел прочности ее материала РЭФ-02 составляет ов = 900 МПа.