4.3. Турбокомпрессорный агрегат (газогенератор) с

газостатическими подшипниками

Применение керамических материалов в турбомашинах позволяет существенно повысить температуру газов, повысить к.п.д. машины. Работоспособность традиционных подшипников скольжения и качения с ростом температуры резко ухудшается. Перспективны здесь подшипники с газовой смазкой. Для газогенератора с керамическим ротором (рис. 4.17), сконструированного научно-исследовательским институтом технологии энергетического машиностроения г. Санкт – Петербург, спроектированы подшипники с наддувом газа.

Характеристики газогенератора: частота вращения – 45790 об/мин (760   с^-1); мощность – 1071,5 кВт; диаметр радиального подшипника (РП) – Д=50 мм; относительная длина радиального подшипника  = 1,1; диаметр гребня осевого подшипника – Д_г = 120 мм; вес ротора – 90Н; момент инерции ротора –I=3310^-3 кгм²; температура в подшипниках – (60 – 146) ^оС; давление воздуха перед подшипниками – P_s =1,4 МПа; давление воздуха на торцах подшипника турбины и осевого P_a = 1,1 МПа; давление воздуха на торцах подшипника компрессора – P_a = 0,35 МПа.

Для ориентировочного определения опорных реакций на рис. 4.18 показана расчётная схема газогенератора.

Сумма проекций на вертикальную ось

y = R_A+R_В – 90 = 0.

Рис. 4.17. Газогенератор с керамическим ротором

Сумма моментов относительно точки В (центра подшипника турбины)

М_В = 0 = R_A 0,23 – 90  0,05.

Статическая нагрузка на радиальный подшипник компрессора

Статическая нагрузка на радиальный подшипник турбины

R_B 70 H.

При установке газогенератора на судне (рис. 4.19) следует учитывать появление динамической нагрузки на подшипники, обусловленной гироскопиче-

cким моментом вследствие качки судна. Кинетический момент ротора, вращающегося вокруг оси ох

М_к = I = 3310^-37602 = 157 кгм²/с.

Качка происходит по гармоническому закону

 = _m sin(2/)t,

где _m – амплитуда качки;  – период качки.

Период килевой качки для морских грузовых судов можно ориентировочно определить по формуле [52]

,

где Т – осадка судна.

Угловая скорость корпуса судна вокруг оси y

.

Наибольший модуль угловой скорости _с соответствует значениям

1, . 0,23

R_A R_B

0,05

A ц.т. B

90 Н

Рис. 4.18. Приближённая расчётная схема газогенератора

y

0 x

Рис. 4. 19. К расчёту гироскопического момента

Гироскопический момент, т. е. момент пары сил, приложенной к подшипникам

= М_к_с .

Пара ( , составленная динамическими давлениями ротора на подшипники, лежит в горизонтальной плоскости [246], а силы можно определить по формуле

,

где АВ – расстояние между подшипниками.

Принимая _m= 0,1 рад.,  = 7,2 с., определим максимальные гироскопические давления ротора на подшипники

Статические и динамические реакции подшипников складываются геометрически. Максимальная нагрузка от этих составляющих будет на радиальный подшипник компрессора

,

на радиальный подшипник турбины

.

Ориентировочно для радиальных подшипников с наддувом газа коэффициент несущей способности, определяемый по формуле

,

можно принять равным 0,12.

При этом несущая способность газостатического радиального подшипника компрессора (опора А), имеющего вышеуказанные геометрические размеры и параметры воздуха, будет 340 Н. Несущая способность газостатического радиального подшипника турбины – 98 Н. Следовательно при компоновке газогенератора, предлагаемой ВНИТИЭМ радиальные подшипники с наддувом газа обеспечивают необходимую несущую способность.

Результаты расчётов опорных подшипников с наддувом газа для газогенератора представлены на рис. 4.20– 4.27. Расчёты производились по программам на алгоритмических языках Бейсик и ФОРТРАН, реализующих математическую модель, описанную в параграфе 2.3. При расчётах учитывались изменения коэффициентов расхода газа через отверстия наддува, в зависимости от их расположения в ряду, с использованием экспериментальных данных Ю.В. Пешти [137].

На рис. 4.20 представлены зависимости коэффициента несущей способности от относительного эксцентриситета для радиального подшипника компрессора при различных радиальных зазорах.

Четыре зависимости получены для подшипников с 12 питателями в ряду, одна для подшипника с 24 питателями в ряду.

На основании выполненных расчётов, а также исходя из имеющегося опыта применения подшипников с газовой смазкой в высокооборотных турбомашинах, технологии изготовления подшипниковых узлов, целесообразно использовать подшипники с радиальным зазором 30 мкм. При этом не требуется слишком высокой точности изготовления подшипников, точного согласования

Рис. 4. 20. Радиальный подшипник компрессора: =1,4 МПа, _s=14,8 кг/м³ ,

линейных температурных расширений цапфы и втулки подшипника и остаётся приемлемым расход газа на смазку.

На рис. 4.21 показаны результаты расчёта радиального подшипника турбины при различных радиальных зазорах. Несмотря на то, что при малых эксцентриситетах несущая способность подшипника с радиальным зазором в 20 мкм выше, чем у подшипника с зазором в 30 мкм, целесообразнее выполнить подшипник с радиальным, при концентрическом расположении шипа, зазором в 30 мкм. Последний менее чувствителен к погрешностям формы цапфы и втулки, имеет большую максимальную несущую способность (при повышенных эксцентриситетах), большую жёсткость на рабочих эксцентриситетах к тому же этот зазор является оптимальным и для подшипника компрессора.

На рис. 4.22 и рис. 4.23 показаны зависимости несущей способности от эксцентриситета для рекомендуемых к применению опорных подшипников компрессора и турбины соответственно.

Жёсткость подшипника компрессора при относительных эксцентриситетах 0,2 – 0,4 – 46 ^Н/_мкм. Жёсткость подшипника турбины при относительных эксцентриситетах 0,2 – 0,4 равна 14 ^Н/_мкм.



Рис. 4.21. Радиальный подшипник турбины:

При проектировании упругого закрепления втулки подшипника это следует учесть и обеспечить упругое крепление втулки с меньшей жесткостью, но с большей несущей способностью,

На рис. 4.24, 4.25 показаны зависимости расхода воздуха на смазку опорных подшипников от радиального зазора.

Результаты расчётов осевого подшипника представлены на рис. 4.26.

Расчёты производились по методике описанной в программе 2.4. На рис. 4.26 показана зависимость коэффициента несущей способности подшипника от зазора. Рабочий зазор в подшипнике следует принимать равным 15 – 20 мкм. При этом характеристика несущей способности имеет достаточно высокую крутизну, которая определяет жёсткость смазочного слоя. Расход газа на смазку при зазоре 15– 20 мкм остаётся невысоким (рис. 4.27). Увеличение зазора уменьшает требования к точности изготовления подшипника, но при этом существенно увеличивается расход воздуха на смазку.

 Рис. 4.22.Зависимостьнесущей способности от эксцентриситета в РП компрессора:



Рис. 4.23.Зависимость несущей способности от эксцентриситета

в РП турбины:

С, мкм

Рис. 4.24. Зависимость расхода газа на смазку от радиального зазора в РП компрессора:

Рис. 4.25. Зависимость расхода

газа на смазку от радиального

зазора в РП турбины:

С, мкм

Рис. 4.26. Зависимость коэффициента несущей способности от зазора в осевом подшипнике:

Рис. 4.27. Зависимость расхода газа на смазку от зазора в осевом подшипнике:

При определении осевой нагрузки в машинах следует обязательно учитывать усилие от действия давления на тыльную сторону упорного диска в осевых подшипниках.

Уменьшение зазора в подшипнике существенно увеличивает требования к точности изготовления. Увеличение осевой нагрузки во время работы машины может быть автоматически компенсировано уменьшением рабочего зазора в подшипнике.

По результатам выполненных расчетов и имеющегося опыта изготовления и эксплуатации турбомашин с подшипниками на газовой смазке для газогенератора рекомендованы двухрядные подшипники с наддувом воздуха со следующими параметрами:

Радиальный подшипник компрессора

Диаметр подшипника – 50 мм.

Длина подшипника – 55 мм.

Радиальный зазор – 30 мкм.

Диаметр питателей – 0,5 мм.

Количество питателей в ряду – 24.

Расстояние от торца подшипника до ряда питателей – 14 мм.

Давление наддува – 1,4 МПа.

Расход воздуха на смазку – 5,75 г/с.

Радиальный подшипник турбины

Диаметр подшипника – 50 мм.

Длина подшипника – 55 мм.

Радиальный зазор – 30 мкм.

Диаметр питателей – 0,5 мм.

Количество питателей в ряду – 24.

Расстояние от торца подшипника до ряда питателей – 14 мм.

Давление наддува – 1,4 МПа.

Расход воздуха на смазку – 4 г/с.

Осевой подшипник

Диаметр внутренний упорного кольца – 50 мм.

Диаметр наружный упорного кольца – 120 мм.

Диаметр первого ряда питателей – 71 мм.

Диаметр второго ряда питателей – 99 мм.

Диаметр питателей – 0,5 мм.

Количество питателей в первом ряду – 24.

Количество питателей во втором ряду – 40.

Давление наддува – 1,4 МПа.

Расход воздуха на смазку – 2,58 г/с

При выборе геометрических параметров подшипников в качестве критерия оптимальности рассматривалась несущая способность подшипников при заданных размерах последних и заданных параметрах воздуха, подаваемого на смазку.

4.4. Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке

В Дальневосточном государственном техническом университете д разработана и внедрена в производство гамма ручных турбошлифовальных машин с подшипниками на  воздушной  смазке [84, 85, 165, 166, 167, 168, 175, 176, 182, 183, 193, 322, 324, 336, 339, 341], с частотой шпинделя от 160 ^с-1 до 2500 ^с-1 (табл. 4.1)

Таблица 4.1.

Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке

Типораз -мер машины	Частота вращения с-1	Мощность, кВт	Размеры, мм.	Масса, кг.	Число ступеней турбины	Регулятор частоты вращения
ТМ 78-01	160-250	1	510*117*117*	3.3	2	есть
ТМ 76-01	250-500	0.6	610*100*100	3.6	2	есть
ТМ 79-32	1200	0,45	355*72*72	1.6	2	нет
ТМ 80-21	500-700	0.5	350*80*80	1.5	1	есть
ТМ 81-42	2000	0.2	250*52*52	0.75	1	нет
ТМ 78-40	1200	0 1	150*42*42	0.3	1	нет

Основное отличие разработанных машин от машин с подшипниками качения состоит в том, что шпиндель в них нигде: ни в подшипниках, ни в приводе – непосредственно не касается корпуса машины. Между вращающимися шпинделем и корпусом образуется воздушный слой смазки. Колебания, генерируемые шпинделем при работе, передаются на корпус машины, а следовательно и на руки рабочего ослабленными, так как воздушный слой в подшипниках гасит эти колебания. Поэтому разработанные машины имеют лучшие санитарно-гигиенические характеристики по сравнению с существующим пневмоинструментом. Вибрационные характеристики ручных турбомашин с подшипниками на газовой смазке показаны на рис. 4.29.

Турбинный привод обеспечивает достижение высоких частот вращения, а подшипники с воздушной смазкой имеют при этом малые потери на трение. В результате повышается производительность машин. Низкая вибрация позволяет повысить чистоту обрабатываемой поверхности на класс при работе абразивными кругами той же зернистости и увеличить срок службы абразивного круга. Машины имеют более высокую долговечность и ремонтопригодность по сравнению с машинами на подшипниках качения. При работе машин совершенно не требуется масло, вследствие чего исключается опасность загрязнения маслом окружающего воздуха и обрабатываемой поверхности.

Все разработанные машины имеют принципиально похожую конструкцию и работают от сети сжатого воздуха давлением 0,4-0,6 МПа. «Тихоходные машины» с частотой вращения 160-500^с1 предназначены для работы с абразивными кругами, имеющими рабочую окружную скорость 80 м/с и диаметром по 125 мм. Они обеспечивают высокую производительность при съёме металла и применяются для обработки больших поверхностей (гребных винтов, плоскостей под монтаж механизмов, кромок после газорезки), а также зачистки под сварку.

Сравнительные испытания машин ТМ 78-01 и ШР-2 по съёму металла показали, что производительность машин ТМ 78-01 в 1,5 раза выше.

Средние геометрические частоты октавных полос, Гц

Рис. 4. 29. Спектральный состав виброскорости турбомашин.

Эффективности машин можно существенно повысить применением абразивных кругов с рабочей скоростью 100 м/с и выше. В работе [3] сделан вывод о том, что увеличение рабочей скорости абразивных кругов свыше 80 м/с для ручных машин лимитируется повышением шумовых характеристик и вибрации. По моему мнению, для ручных турбомашин с подшипниками на воздушной смазке этого ограничения нет, и задача выпуска абразивной промышленностью кругов с рабочей скоростью 100 м/с и выше является весьма актуальной. «Средние машины» с частотой вращения 500 – 1200^с-1 предназначены для работы с твердыми фрезами и с абразивными кругами диаметром до 30 мм. При помощи этих машин производят подгонку деталей друг к другу, зачистку деталей после литья и запиловку поверхностей под сварку в труднодоступных местах. Некоторые машины выполнены с регуляторами частоты вращения, другие, в основном предназначенные для фрез, без регулятора.

Машины имеют одноступенчатые или двухступенчатые осевые турбины. Сравнительные испытания по съёму металла машин ТМ 79-32 и УШМ – 50 показали, что производительность машин ТМ 79-32 в три раза выше применяемой на Дальзаводе машины УШМ-50 с ротационным двигателем. Самые быстроходные машины с частотой вращения до 2500 ^с-1 выполнены без регулятора частоты вращения, с одноступенчатой осевой турбиной. Машины предназначены для тонких слесарных работ: доводки штампов и т. п. Отличаются эти машины друг от друга выполнением корпуса, фильтра, клапана, способом крепления инструмента.

На рис. 4.30 представлена ручная шлифовально – фрезерная машина с подшипниками на воздушной смазке ТМ 79-32. Машина используется для работы с твёрдосплавными фрезами и с абразивными кругами диаметром до 20 мм. Подшипниковый узел машины выполнен в виде алюминиевой обоймы 1, в которую вклеены графитовые втулки 2, 3, 4. Подшипниковый узел установлен в корпусе 5 на резиновых кольцах. Резиновые кольца служат уплотнением камеры распределения воздуха по питателям и одновременно являются в дополнение к смазочному слою в подшипниках ещё одной ступенью гашения вибраций, генерируемых шпинделем 6. Втулка 4 имеет бурт, который выполняет функцию упорного подшипника. Противоположный упорный подшипник (подпятник) встроен в сопловой аппарат 7 турбины. На смазку основного подшипникового узла воздух поступает по каналам, просверленным в корпусе машинки. Корпус машины изготавливается из алюминиевого сплава и состоит из двух основных частей: корпуса турбины 5 и ручки 8. Корпуса соединяются посредством резьбового соединения. Между корпусами устанавливается резиновая прокладка 9, которая уплотняет полости сжатого воздуха турбины и подшипника.

На корпус турбины надет кожух глушителя 10. В ручке смонтировано пусковое устройство 11 и фильтр 12.

В качестве привода в машине используется двухступенчатая осевая турбина. Торцевые поверхности рабочих колёс турбины являются пятами упорных подшипников. С целью уменьшения габаритов машины и удобного сброса отработанного в подшипниках воздуха вал изготовлен полым, и в нём выполнены отверстия для входа и выхода воздуха.

Наружная цилиндрическая поверхность вала хромируется, чтобы исключить коррозию и обеспечить хорошую работоспособность пары трения.

1. Корпус подшипников 7. Сопловой аппарат

2. Втулки подшипников 8. Ручка машины

3. Втулки подшипников 9. Прокладка

4. Втулки подшипников 10. Корпус глушителя

5. Корпус машины 11. Пусковое устройство

6. Шпиндель 12. Фильтр

Рис. 4.30. Ручная турбомашина ТМ 79-32

Недостатком разработанных машин является их чувствительность к падению давления в воздушной сети. Так, при давлении воздуха менее 0,4 МПа несущая способность подшипников с воздушной смазкой становится недостаточной, резко возрастают потери на трение в подшипниках и падает производительность машин.

С целью определения оптимальной конструкции подшипников с наддувом воздуха был проведён большой объём теоретических и экспериментальных исследований [86, 169, 171, 172, 173, 178, 179, 184, 197, 202, 323].

Расчёт статических характеристик двухрядных подшипников с наддувом воздуха проводился по программе, описанной в параграфе 2.3. Безразмерная несущая способность подшипника является функцией нескольких безразмерных параметров:

),

где

W – несущая способность подшипника, Н; L – половина длины подшипника, м; R – радиус подшипника, м; а_р = 0,8 – коэффициент расхода питателей; d – диаметр питателей, м; N – количество питателей в ряду; с – радиальный зазор в подшипнике, м; μ – вязкость, Па·с; Р_s – давление, Па; ρ_s – плотность, кг/м³; k – показатель адиабаты воздуха, подаваемого на смазку; Р_а – давление воздуха на торцах подшипника, Па; l – расстояние от торца подшипника до ряда питателей, м; l – относительное расположение рядов питателей; е – эксцентриситет, м; ε – относительный эксцентриситет).

На рис. 4.31 показана зависимость безразмерной несущей способности двухрядных подшипников от параметра А, полученная при численном решении уравнений газовой смазки, и значения, полученные экспериментально для подшипников с λ =1,5; = 0,0625; ; ε = 0,4. Геометрические характеристики исследованных подшипников приведена в табл. 4.2. Подшипники №1,

№2, №3 отличаются технологией изготовления и временем выполнения экспериментов. Эксперименты проводились на установке описанной в параграфе 3.1.

Из рис. 4.31 видно, что зависимость для всех исследованных подшипников имеет одинаковый характер, и существует оптимальное значение параметра А, при котором несущая способность подшипника является максимальной. Причём оптимальное значение А лежит в относительно узком интервале, А- 0,04 - 0,08.

Таблица 4.2.

Характеристика втулок подшипников

Номер втулки	Диаметр питателей	Число питателей в ряду	Относительная длина подшипника
1	0,5 мм	8	1,5
2	0,5 мм	8	1,5
3	0,5 мм	8	1,5
4	0,5 мм	16	1,5
5	0,85 мм	8	1,5
6	1 мм	8	1,5

Перед началом проектирования подшипников обычно являются известными: требуемая несущая способность подшипника; давление Р_s, плотность ρ_s, вязкость μ воздуха, подаваемого на смазку; давление Р_а и плотность ρ_а воздуха на торцах подшипника и желательное из конструктивных соображений относительная длина подшипника λ.

Целью проектирования является определение геометрических параметров подшипника, которые позволили бы ему выдерживать нагрузки при минимальных габаритных размерах. То есть требуется определить значение радиального зазора С, диаметра питателя d, количество питателей в ряду N, при которых обеспечивается оптимальное значение параметра А. При этом следует учитывать ограничения, накладываемые технологией изготовления подшипников и требованием минимального расхода воздуха на подшипники. Так, для уменьшения расхода воздуха следует выполнять радиальный зазор в подшипниках как можно меньше, но при этом возрастают требования к точности изготовления шпинделя и втулки подшипника. Поэтому не рекомендуется принимать радиальный зазор меньше 25 мкм.

Для воздуха заводской сети давлением 0,4 МПа, подаваемого на подшипник,

А= 1,114 ·10^-8 .

Число питателей в ряду выбирается из условия

Отсюда для обеспечения оптимального значения параметра А при радиальном зазоре 25 мкм следует выполнять питатели диаметром 0,3 – 0,5 мм, а при радиальном зазоре 30 мкм – диаметром 0,4 – 0,8 мм.

Рис.4.31. Зависимость коэффициента несущей способности от параметра А

Для совершенствования ручных турбомашин необходимо провести испытания для определения расхода воздуха полностью на всю турбомашину и отдельно определить расход воздуха на подшипники и на турбину. Наиболее распространенными измерителями расхода, применяемыми в энергетике и других отраслях промышленности, являются расходомеры постоянного перепада давления – ротаметры. Расход воздуха на турбомашину определялся расходомерами постоянного перепада давления (ротаметрами), состоящими из конической трубки, изготовленной из прозрачного материала и поплавка.

Работа ротаметра основана на изменении проходного сечения потока и высоты положения чувствительного элемента (поплавка), который находится в состоянии висения под действием газодинамического напора воздуха и собственной силы тяжести. О расходе газа можно судить по высоте подъёма поплавка, т. е. каждому положению поплавка соответствует определенное значение расхода. К основным преимуществам ротаметров относятся:

простота конструкции,

отсутствие трущихся деталей,

надежность действия,

возможность измерения расхода плавно меняющихся потоков, высокая чувствительность к изменению расхода,

сравнительно широкий диапазон измерений,

постоянство относительной погрешности на всем диапазоне шкалы,

малые потери трения движущегося газа.

Недостатком ротаметров является высокая чувствительность к изменению физических свойств измеряемой среды. Это объясняется тем, что ротаметры градуируют на воздухе при нормальных условиях, в то время как реальные условия могут сильно отличаться.

В лаборатории судовых двигателей внутреннего сгорания и установок ДВГТУ для исследования расхода воздуха на турбомашины применяют два ротаметра: один с верхним пределом измерения по воздуху 25 м³/час, второй ротаметр с верхним пределом измерения по воздуху 40 м³/час. Оба ротаметра имеют максимально допустимое рабочее давление 6 кг/см². Материал поплавка у первого ротора - эбонит Ф, у второго -алюминий Д 1Т.

Величина потери напора от установки ротаметра в технологическую линию не превышает 0,05 кг/см².

Основная допускаемая погрешность ротаметров ±4 % от верхнего предела измерения.

Для определения расхода воздуха с нормированной погрешностью испо-льзуется тарировочный график значения расхода, построенный по результатам градуировки. При использовании ротаметров при изменении давления и температуры измеряемого газа, от указанных в паспорте, с целью более близкого приближения к действительной величине расхода измеряемого газа, целесообразно произвести пересчет градуировочной характеристики ротаметра по одной из следующих формул:

м³/с^-1 ; (4.1) м³/с^-1 ; (4.2) кг/с^-1; (4.3) кг/с^-1 ; (4.4)

кг/с^-1 ; (4.5)

где Q₂  –  расход воздуха в рабочих условиях (м³/с ¹);

Q – расход воздуха в рабочих условиях (кг /с^-1);

Q₁ – расход воздуха по градуировочному графику (м³/с^-1);

ρ_1h – плотность воздуха в нормальных условиях;

ρ_2h– плотность измеряемого газа в нормальных условиях;

ρ₁ – абсолютное давление измеряемого воздуха при градуировке;

ρ₂ – абсолютное давление измеряемого газа в рабочих условиях; Т₁– температура измеряемого воздуха при градуировке по шкале Кельвина; Т₂– температура измеряемого газа в рабочих условиях по шкале Келъвина; ρ₁ – плотность измеряемого воздуха при градуировке;

ρ₂ – плотность измеряемого воздуха в рабочих условиях.

Формула (4.1.) применяется для пересчета градуировочной характеристики ротаметра, если в рабочих условиях применяется не воздух, а какой-либо другой газ, при температуре, отличной от градуировочной.

Формулы (4.2, 4.4, 4.5) применяются при условии того, что у воздуха в рабочих условиях будет другая плотность, чем при градуировке, но та же самая температура. Формула (4.3) применяется при температуре, отличающейся от той, которая была при градуировке.

Параметры воздуха при градуировке:

РОТАМЕТР РМ -У1 ГУС -25

– температура воздуха 22,60 °С,

– атмосферное давление 748,5 мм рт. ст.

– избыточное давление перед ротаметром 9,38 мм рт. ст.

РОТАМЕТР РМ -У1 ГУС - 40

– температура воздуха 25 °С, – атмосферное давление 754 мм рт. ст.,

– избыточное давление в трубопроводе перед ротаметром 9,38 мм рт. ст. Перед установкой ротаметров в трубопровод необходимо снять верхнюю диафрагму, вложить поплавок в ротаметр и закрепить диафрагму. Во избежание разрушения трубки поплавком не рекомендуется изменять горизонтальное положение ротаметра на вертикальное.

В процессе эксплуатации ротаметра при визуальном обнаружении загрязнений внутренней полости трубки или поплавка (появление налета, видимого невооруженным глазом) ротаметр должен быть снят и промыт водой или спиртом до удаления налета. Промывку производить путем заполнения наполовину полости трубки жидкостью с последующим взбалтыванием.

Поплавок при этом должен быть арретирован в крайнем положении трубки с помощью ватного тампона.

Включение ротаметра в работу производится плавным открытием вентиля, исключающим резкий удар поплавка о стенки трубки.

Ротаметры должны быть установлены строго по отвесу. Неправильная установка ротаметра искажает его показания и ухудшает устойчивость поплавка. Ротаметры были установлены в лаборатории с учетом отсутствия вибраций. В лаборатории судовых двигателей внутреннего сгорания и установок ДВГТУ создан экспериментальный стенд для измерения расхода воздуха на турбомашины (рис. 4.32).

Основой стенда являются два ротаметра РМ -У1, с местными показаниями типа РМ ГОСТ 13045-67, предназначенные для измерения объемного расхода воздуха и газов. Применяются два ротаметра, включенные параллельно, которые могут работать как совместно, так и по отдельности.

Рис. 4.32. Схема стенда для измерения расхода воздуха

Для спрямления и стабилизации потока воздуха перед ротаметрами сделан прямой участок, выполненный из трубы 2, условный диаметр Ду 40, длиной равный 10Ду – 400 мм, а участок после ротаметров 3, длиной равной 5Ду – 200 мм. Присоединение ротаметров в линию фланцевое. Фланцы 4, Ду 40, изготовлены из материала Ст 3, к ним были приварены прямые участки труб. На концах прямых участков труб приварены воздушные клапаны 5, Ду 20.

Это дает возможность для измерения небольших расходов пользоваться каким - либо одним из ротаметров (в зависимости от расхода), тогда клапаны другого ротаметра закрыты, или, если расход воздуха достигает такой величины, что ни одним из ротаметров нельзя его замерить, то посредством открытия клапанов подключается второй ротаметр и появляется возможность замерять расход воздуха до 0,053 кг с^-1, который подается на турбомашину 7. Воздух на турбомашину 7 подводится по шлангу 6, который соединен с клапанами 5, установленными на концах прямых участков после ротаметров. Ротаметры связаны с воздушной магистралью 8, шлангом 9, через воздушные клапаны 10, которые имеют Ду 20.

Для определения давления нагнетания, необходимого для того, чтобы рассчитать истинный расход воздуха, на выходе прямых участков труб после ротаметров устанавливаются образцовые манометры 11.

Измерения производились следующим образом. К экспериментальной установке подсоединяли испытываемую турбомашину, полностью открывали пусковой клапан на турбомашине. При этом осуществляется подача воздуха и на подшипники и на турбину. Затем, при помощи дроссельного клапана перед экспериментальной установкой, устанавливалось определенное значение давления перед турбомашиной, и снимались показания ротаметров. Для определения расхода воздуха подшипники клапан ручных турбомашин полностью перекрывали. Регулирующим клапаном 12 перед ротаметрами изменяли давление воздуха перед турбомашиной и снимали показания ротаметров при определенных фиксированных значениях давления. Расход воздуха на турбину определяли, вычитая из общего расхода воздуха на турбомашину расход воздуха на подшипники. Результаты экспериментов представлены в таблицах 4.3 - 4.14.

Таблица 4.3

Экспериментальные данные по расходу воздуха на

турбомашину ТМ 79-32

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25	94	88	78	70
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	7·10-3	6,3·10-3	5,7·10-3	5,1·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,02	0,0168	0,014	0,011

Таблица 4.4.

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на подшипники ТМ 79-32

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25	37	35	28	20
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	2,6·10-3	2,5·10-3	2,3·10-3	1,7·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	7,65·10-3	6,8·10-3	5,4·10-3	3,5·10-3

Таблица 4.5

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбину ТМ 79-32

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,01235	0,01	8,6·10-3	7,5·10-3

Таблица 4.6

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбомашину ТМ 78-40

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25	44	40,5	35	28,5
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	3,4·10-3	3,1·10-3	2,7·10-3	2,5·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	9,9·10-3	8,3·10-3	6,5·10-3	5,3·10-3

Таблица 4.7

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на подшипники ТМ 78-40

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25	36	31	27	20
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	2,7·10-3	2,4·10-3	2,1·10-3	1,8·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	8,1·10-3	6,37·10-3	4,96·10-3	3,7·10-3

Таблица 4.8

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбину ТМ 78-40

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Действительный расход воздуха, кг с-1	1,80·10-3	1,93·10-3	1,54·10-3	1,6·10-3

Таблица 4.9

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбомашину ТМ 78-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25, РМ –У1 ГУС-40	58 86	51 78	45 71	43 68
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	0,0135	0,012	0,011	0,01
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,039	0,032	0,027	0,022

Таблица 4.10

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на подшипники ТМ 78-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25	75	68	56	47
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	5,4·10-3	5·10-3	4,1·10-3	3,6·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,016	0,013	9,9·10-3	7,5·10-3

Таблица 4.11

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбину ТМ 78-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,039	0,032	0,027	0,022

Таблица 4.12

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбомашину ТМ 76-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25, РМ –У1 ГУС-40	50 82	48 79	38 65	33 62
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	0,0122	0,012	49,6·10-3	8,9·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,036	0,032	0,023	0,018

Таблица 4.13

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на подшипники ТМ 76-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Отметка на шкале ротаметра РМ-У1 ГУС -25,	89	79	67	52
Расход воздуха по градуировочному графику, м3 с-1	6,5·10-3	5,7·10-3	4,9·10-3	3,8·10-3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,018	0,0156	0,0115	0,01

Таблица 4.14

Экспериментальные данные по расходу воздуха

на турбину ТМ 76-01

Параметры	Давление перед машиной (абсолютное) (МПа)
	0,6	0,5	0,4	0,3
Действительный расход воздуха, кг с-1	0,018	0,0164	0,0115	0,008

В результате проведенных экспериментальных исследований было выяснено, что расход воздуха на подшипники турбомашин неоправданно велик. Для улучшения эксплуатационных свойств турбомашин, повышения их экономичности проведена оптимизация конструкции опорных и упорных подшипников с целью уменьшения расхода воздуха на подшипники.

Расчетом расход воздуха на турбомашину можно определить следующим образом. Плотность воздуха в магистрали перед турбомашиной

кг/м³,

где р – давление воздуха в магистрали перед турбомашиной, МПа;

Т – абсолютная температура воздуха в магистрали перед

турбомашиной, К;

R – 287,14 – удельная газовая постоянная, Дж/(кг·К).

Максимальный расход воздуха для критического отношения давлений

кг/с,

где μ = 0,8 – коэффициент расхода;

для воздуха и других двухатомных газов;

F – суммарная площадь проходных сечений, м².

Полученные теоретически значения расхода воздуха были сравнены с экспериментальными данными турбомашины ТМ 79-32. Данные сравнения приведены в таблице 4.15.

Таблица 4.15

Расход воздуха на турбомашину ТМ 79-32

	Расход воздуха, кг с-1		Ошибка, %
	теоретически	экспериментально
Полностью на ТМ 79-032 Турбина Подшипники	0,0207 0,013 7,75·103	0,02 0,01235 7,65-10	3,5 5,2 1,3

Максимальная ошибка составила 5,2 %. Следовательно, вполне допустимо производить инженерную оценку расхода воздуха на турбомашины по формулам для критического расхода воздуха через сопла.

Для исследования и совершенствования ручных турбомашин необходимо определить крутящий момент машин. У больших турбин крутящий момент часто определяют через падение температуры торможения в турбине. Но в малых, особенно в парциальных, падение температуры торможения может составлять всего 10 – 15 К.

Учитывая вполне возможные ошибки при измерении температуры порядка 1–2 К, а также теплообмен между корпусом машины и окружающей средой, неравномерность поля температуры на выходе из турбины, для малых турбомашин следует признать этот метод нецелесообразным. Кроме того, температура воздуха перед турбиной может в течение эксперимента изменяться на 2–3 К, а почти одновременно с ней изменяется и температура за турбиной. В этом случае измерение температур должно выполняться одновременно, что не всегда удобно. К тому же определения крутящего момента в этом случае необходимо с достаточной точностью знать расход воздуха на турбину. Для снятия нагрузочных характеристик микротурбин применяют тормозные установки. Тормоз должен удовлетворять двум основным требованиям: обладать высокой чувствительностью и сохранять работоспособность при высоких частотах вращения, порядка 2 ·10³ с^-1 .

Широко применяемый на практике гидротормоз в нашем случае оказывается неработоспособным. Неудобным при высоких частотах вращения является и фрикционный тормоз. Для снятия нагрузочным характеристик микротурбин применяется электромагнитный тормоз, но он требует источник питания. Самым простым и удобным в наших условиях является магнитный тормоз с применением постоянных магнитов.

На кафедре судовых двигателей внутреннего сгорания и установок в ДВГТУ разработан и изготовлен тормоз с постоянными магнитами, при помощи которого можно исследовать ручные высокоскоростные турбомашины мощностью до 1 кВт.

Принцип действия стенда основан на использовании силы торможения, вызванной вихревыми токами Фуко, которая появляется при вращении проводника (диска) в постоянном магнитном поле (наведенном постоянным магнитом). Схема стенда с магнитным тормозом, применяемого для испытания турбомашин представлена на рис. 4.33.

Рис. 4.33. Стенд с магнитным тормозом

Турбомашина закреплена в горизонтальном положении на станине 2 при помощи зажима 1 на стойке 3, установленной на плите фундаментной 4. На конце вала турбомашины посредством гайки 8, закреплен диск 7, вращающийся двумя постоянными магнитами 6, укрепленными на подвижной вилке 5. Для измерения частоты вращения на кронштейне 9 крепится датчик оборотов. Уравновешивающая сила создается грузами, устанавливаемыми на весы 10. Для нахождения крутящего момента рассмотрим систему находящуюся в равновесии, рис. 4.34.

Рис. 4.34. Схема действия сил при определении крутящего момента турбины:

ℓ = АВ расстояние от магнитов до оси вращения рычага

h = ВС расстояние от оси вращения рычага до уравновешивающих грузов

F - сила, наведенная вихревыми токами Фуко

G – уравновешивающая сила

R = ОА расстояние от оси вращения диска до силы F

Так рычаг может свободно колебаться вокруг оси вращения в точке В, то сила, возникающая от вихревых токов Фуко, будет стремиться отклонить рычаг от горизонтального положения.

Для того, чтобы рычаг оставался в горизонтальном положении, в точке С надо приложить силу G, определив ее, можно найти силу F

Fl = Gh (4.6) F=G (4.7) По известной формуле находим крутящий момент турбомашины, который создан силой F.

М_кр =Fr (4.8) отсюда находим F

(4.9) Подставляя уравнение (4.9) в уравнение (4.7), получаем

(4.10)

или М_кр = (4.11)

Недостатком этого метода является то, что нам точно неизвестна точка приложения силы F, поэтому этот стенд предназначен для проведения только качественных экспериментов: сравнение крутящих моментов у турбомашин с разными профилями рабочих лопаток турбины, различными сопловыми аппаратами и т.п.

Для проведения количественных экспериментов стенд надо модернизировать таким образом, чтобы ось вращения рычага совпадала с осью вращения вала турбомашины, тогда расстояние от места приложения силы F до оси вращения рычага и вала турбомашины будут одним и тем же, формула (4.11) примет вид

М_кр = (4.12)

И позволит точно определить крутящий момент турбомашины.

Схема модернизированного стенда показана на рис. 4.35.

Рис.4.35. Стенд модернизированный с магнитным тормозом

Турбомашина закреплена в горизонтальном положении на подвижной станине 1 при помощи зажима на стойке 2, установленной на плите фундаментной 3. Подвижное крепление станины обеспечивает продольное перемещение закрепленной турбомашины. Необходимость продольного перемещения возникает в связи с испытанием различных типов турбомашин. Алюминиевый диск 6 цангой 7 крепится к валу турбомашины. Хвостовик, расположенный с другой стороны диска, центрируется в узле крепления датчиков 10. Их центровка осуществляется с помощью втулки 11 и штанги 12. Штанга 12 имеет 4 степени свободы, что обеспечивает хорошую центровку.

Диск 6 вращается между двумя постоянными магнитами 5, укрепленными на подвижной вилке 4. Уравновешивающая сила создается грузами, устанавливаемыми на весы 9. Подшипник весов 13 установлен соосно с узлом крепления датчиков. Это позволяет совместить ось вращения ротора турбомашины с осью качания рычага 14.

Частота вращения турбомашины определяется при помощи частотомера ЧЗ - 34. Свет лампы постоянного тока напряжением 26 В через сверление в хво-стовике диска 6, попадая на фотодиод, вызывает сигнал, который через преобразователь поступает на частотомер.

Использование во время испытаний машин расходомерного стенда рис. 4.32 даст возможность контролировать такой важный параметр в работе турбомашин, как расход воздуха.

Целью испытания является определение значения мощности турбомашины на равных частотах вращения и разном давлении пускового воздуха. Для этого находится тормозной момент.

При вращении диска между полюсами постоянных магнитов, в нём возникают вихревые токи (токи Фуко). Согласно правилу Ленца магнитное поле вихревых токов направлено так, чтобы противодействовать изменению магнитного потока, индуцирующему.

Эти вихревые токи. В результате этого создается тормозная сила, которая передается на вилку, с укрепленными на ней магнитами, вызывая её отклонение. При помощи грузов, устанавливаемых на чашу весов, создаем уравновешивающую силу, которая приводит вилку с магнитами в горизонтальное положение. В это же время по частотомеру измеряется частота вращения.

Смена частоты вращения достигается изменением тормозного момента. Это происходит при помощи регулировочного винта, при вращении которого изменяется расстояние между диском и постоянными магнитами, и тем самым изменяется напряженность магнитного поля. Изменив расстояние – получаем новую тормозную силу, и с помощью грузов проводим уравновешивание сил, замеряя при этом новые значения массы груза и частоты вращения.

Вычислив момент по формуле 4.11, мы можем найти значение эффективной мощности

N = М_кр ω (4.13)

где ω – угловая скорость машины.

При известном расходе воздуха на турбину и перепаде давления можно определить адиабатную мощность турбины.

Результаты эксплуатации ручных турбомашин с подшипниками на воздушной смазке в различных цехах судоремонтных, судостроительных, машиностроительных заводов показали, что эти машины являются эффективным средством повышения производительности труда и создания более комфортных условий для рабочих.

Ручные турбомашины с подшипниками на воздушной смазке неоднократно демонстрировались на различных выставках в стране и за рубежом, награждены несколькими серебряными и бронзовыми медалями ВДНХ СССР. Заявки на машины поступили от 180 организаций.

В машинах применен оригинальный регулятор частоты вращения с использованием подпятника на воздушной смазке а. с. № 675406 [311], приложение Е.

4.5. Пневмодвигатель с подшипниками на газовой смазке

Необходимость повышения производительности труда требует разработки и внедрения новой эффективной техники. Важными требованиями для техники являются простота конструкции и технологии изготовления, высокая надёжность минимальное воздействие на окружающую среду Предложено использовать в качестве двигателя в ручных машинах – Сегнерово колесо. В комплексе с подшипниками на воздушной смазке это дает возможность создания простого, компактного и надёжного двигателя. Конструкция двигателя с подшипниками на воздушной смазке представлена на рис. 4.36.

Машина состоит из корпуса 1, ротора 2, подшипникового узла 3, дисков 4, образующих Сегнерово колесо, подпятника 5, гайки 6, фиксирующей подшипниковый узел в корпусе машины, крышки 7.

Машина предназначена для работы от промышленных систем сжатого воздуха давлением 0,4 -0,6 МПа. Корпус машины выполнен из алюминиевого сплава АМГ -5. В корпусе размещены все основные узлы машины. В нем выполнены отверстия для подвода сжатого воздуха к подшипниковому узлу и к ротору для его привода. Крышка 7 с отверстиями для выхода отработавшего воздуха служит также фиксация подпятника. Подшипниковый узел 3 представляет собой алюминиевую обойму, в которой вклеены графитовые втулки. В обойме и графитовых втулках выполнено по два ряда отверстий, по 8 отверстий в ряду.

Радиальные подшипники одновременно служат уплотнением воздушной камеры, расположенной между ними и ротором, и предназначенной для подачи воздуха к Сегнерову колесу. Подшипниковый узел вставляется в корпус машины и опирается на него через резиновые кольца, которые одновременно служат уплотнение для воздуха и демпфируют колебания, генерируемые ротором при работе и переданные на подшипники.

Рис. 4.36. 1 – корпус; 2 – ротор; 3 – подшипниковый узел; 4 – диски;

5 – подпятник; 6 – гайка; 7 – крышка

Основные рабочие нагрузки воспринимаются подпятником 5, который представляет собой графитовый вкладыш, вклеенный в алюминиевую обойму с отверстиями для отвода воздуха.

Ротор машины (риc. 4.37) состоит из вала 4, дисков 2, 3, которые являются гребнями осевых подшипников, образую между собой полость, в которую поступает сжатый воздух. Диски крепятся на валу с помощью накидной гайки 1. Ротор выполнен полым для подачи воздуха к Сегнерову колесу и на смазку осевых подшипников.

Следует отметить следующие достоинства ручной турбомашины с предложенным пневмодвигателем, выявленные при испытаниях: невысокий расход воздуха, плавную работу, незначительную вибрацию ротора относительную простоту конструкции. Машина перспективна для выполнения лекальных работ.

Рис. 4.37 Ротор

В лаборатории кафедры СДВС и У проведены экспериментальные исследования опытного образца пневмодвигателя. Результаты экспериментальных исследований представлены на рис. 4.38 - 4.40. На рис. 4.38 показаны зависимости частоты вращения и расхода воздуха от давления воздуха перед двигателем и подшипниками.

На рис.4.39 представлены зависимости крутящего момента на выходном конце шпинделя от частоты вращения при различных давлениях воздуха, подаваемого на пневмодвигатель. Давление абсолютное.

Рис. 4.38 Частота вращения двигателя

Рис. 4.39. Зависимость момента от частоты вращения

Рис. 4.40. Зависимость эффективной мощности от частоты вращения.

На рис. 4.40 представлены зависимости эффективной мощности от частоты вращения шпинделя при различных давлениях воздуха, подводимого к двигателю.

Мощность опытного образца машины является достаточной для выполнения гравировальных работ. При необходимости мощность может быть легко увеличена путём повышения расхода воздуха на пневмодвигатель. Максимальную мощность исследуемый пневмодвигатель имеет при значительно меньшей частоте вращения, чем турбинный двигатель. Это позволяет использовать инструмент , в частности, абразивные круги, с меньшей окружной рабочей скоростью, уменьшает опасность разрыва круга и травм рабочих. Крутая правая ветвь зависимости мощности от частоты вращения ограничивает «угонные» обороты и позволяет обеспечивать безопасную работу машины без регулятора частоты вращения. На конструкцию пневмодвигателя получено авторское свидетельство № 1745983, см. приложение Е.

5. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ

5.1. Основные требования к свойствам материалов

Работа при высокой температуре, возможность возникновения эрозии и коррозии на поверхностях цапф и вкладышей подшипников, возможные случайные контакты цапф и вкладышей предъявляют высокие требования к выбору материалов подшипников. Основные требования к материалам подшипников следующие [9, 23, 29, 34, 38, 40, 115, 118, 140, 146, 148, 150, 163, 208, 230, ]:

конструктивная прочность, обеспечивающая отсутствие поломок при максимальных нагрузках;

стабильность линейных размеров;

высокая теплопроводность;

регламентированные коэффициенты линейного температурного расширения;

газонепроницаемость;

технологичность обработки;

возможность получения высокой чистоты поверхности;

возможность получения высокой геометрической точности рабочих поверхностей;

износостойкость;

низкий коэффициент трения;

малый объем и высокая дисперсность образующихся при работе продуктов износа.

Условно эти требования можно разделить на две группы: требования, предъявляемые к объемным свойствам материалов и требования к поверхностям пары трения.

Для подшипников с газовой смазкой наиболее перспективно применение композиционных материалов, представляющих собой износостойкие смазочные покрытия на конструкционной основе. При этом конструкционная основа должна отвечать "объемным" требованиям, т.е. обладать достаточной прочностью и упругостью, хорошей теплопроводностью, стабильностью линейных размеров при эксплуатации, регламентированным коэффициентом линейного расширения при нагреве. Поверхности трения должны обеспечивать высокую износостойкость, низкий коэффициент трения.

Под действием рабочей нагрузки и центробежных сил могут возникать деформации вала и вкладышей подшипников. При недостаточной прочности и упругости материалов опор имеется опасность изменения смазочного зазора. Это вызовет ухудшение работоспособности подшипника, вплоть до заклинивания. Для подшипников газовых турбин важным является согласование коэф-фициентов линейных температурных деформаций материалов цапф и вкладышей. Если этого согласования нет, то изменение температуры вызывает изменение размеров деталей, что приводит к изменению смазочного зазора. При этом либо резко ухудшаются интегральные характеристики подшипника (несущая способность, жесткость), так как зазор становится не оптимальным, либо происходит заклинивание ротора, если зазор станет равным нулю.

При нормальной работе подшипника нагрев за счет сил трения в слое газовой смазки очень мал по сравнению с нагревом жидкостных подшипников. Но при случайных контактах цапф и вкладышей при высокой скорости вращения выделяется много тепла. Температура цапф и вкладышей при этом будет возрастать в зависимости от теплопроводности материалов этих деталей. Чем выше теплопроводность материала, тем меньше будет нагрев. Материал с высокой теплопроводностью меньше будет деформироваться при нагреве, так как температурный градиент, который вызывает деформацию, обратно пропорционален теплопроводности материала.

После изготовления деталей опор с необходимой чистотой поверхности и точностью, требуется сохранить эти качества и не допускать их искажений во время работы под действием нагрева. Эти искажения обусловлены структурной неустойчивостью и могут быть сведены к минимуму термообработкой перед окончательной отделочной операцией [139]. Термообработка обычно заключается в нагреве до температуры снятия внутренних напряжений с последующим медленным охлаждением.

Подшипники с газовой смазкой для турбомашин имеют небольшие радиальные зазоры порядка 25-50 мкм. При работе с эксцентриситетом местные зазоры могут быть порядка 5 мкм и меньше. При этом никакого контакта между поверхностями пары трения не должно быть, что достигается высокой точностью и чистотой деталей подшипников, т.е. качеством обработки. А качество обработки деталей зависит от материала этих деталей. При шлифовании твердых материалов чистота поверхности получается выше, чем при шлифовании мягких материалов.

Материалы подшипников с газовой смазкой должны противостоять эрозии и коррозии. Поэтому низколегированные стали и чугуны для изготовления подшипников не пригодны.

Важным качеством материалов подшипников с газовой смазкой является износостойкость. Увеличение зазора в результате износа цапф и вкладышей ухудшает характеристики подшипников. Пара трения должна обладать также необходимыми противозадирными свойствами. При случайных перегрузках, неустойчивых колебаниях вала возможны контакты цапф и вкладышей. В результате при плохих противозадирных свойствах пары трения произойдет повреждение поверхностей, вплоть до задира и заедания. Высокие антизадирные свойства, хорошую износостойкость с твердым контртелом и низкий коэффициент трения, имеют углеграфитовые материалы, пропитанные металлами: АГ1500Б83, АГ1500С05, АГ1500БрС30 [34, 115, 163].

Коэффициент трения при нормальной работе не оказывает существенного влияния на характеристики подшипников с газовой смазкой. Потери на трение зависят от вязкости газа, идущего на смазку, а не от коэффициента трения материалов подшипника. Однако во время эксплуатации машины возможны контакты цапф и вкладышей, и в этих случаях чем ниже коэффициент трения, тем лучше. Если материалы опоры имеют низкий коэффициент трения и хорошие противозадирные свойства, некоторое время возможна работа машины при контактах цапф и вкладышей даже без подачи смазки на подшипники. Перспективно применение твердых смазок в виде тонких покрытий на конструкционной основе [34, 148]. Тонкие смазочные покрытия должны удовлетворять следующим условиям:

иметь небольшую толщину, чтобы линейные размеры изменялись вместе с несущим слоем и не оказывали влияния на изменение размеров подшипника;

иметь высокую адгезию к подножке;

обладать низким сопротивлением к срезу;

обладать высоким сопротивлением к износу;

иметь высокую температурную стойкость;

иметь высокую теплопроводность для обеспечения отвода тепла от поверхности трения.

5.2. Методы нанесения твёрдых смазочных покрытий

Для нанесения твёрдых смазочных покрытий используется несколько методов:

покрытия со связующим;

механические методы;

физические методы;

химические методы;

метод электрофореза.

Покрытие со связующим состоит из смеси твёрдой смазки со связующим типа органических, кремнийорганических смол, которая наносится на конструкционную основу с последующим отверждением термической обработкой. Прочность сцепления покрытий определяется адгезией связующего к подложке. Сцепление покрытия с подложкой как правило прочное. Но наличие связующего не позволяет получить равномерную толщину покрытия, однородность свойств смазочного покрытия. Наиболее исследованные полимерные материалы могут работать при температуре только до 200-300 ^оС в зависимости от вида полимерной основы [148, 150], что затрудняет их применение в высокотемпературных турбомашинах.

Механические методы обеспечивают сцепление частиц твёрдой смазки за счёт их адгезии к металлу и внедрения в поверхностный слой металла путём механических процессов (натирание, галтовка, виброгалтовка). Такие покрытия не прочны и легко удаляются при механическом воздействии.

Физические методы включают плазменный метод, детонационный и метод ионного напыления. Плазменное напыление производится в потоке плазмы инертного газа. Поток плазмообразующего газа позволяет напылять материалы без их разложения и окисления при нагреве покрываемой поверхности до температуры 100-200 ^оС. Недостаток плазменных покрытий - слабое сцепление их с основой и высокая пористость покрытий, что требует дополнительной обработки. Детонационные покрытия наносятся при помощи специальных устройств, в камере сгорания которых возбуждается детонация. В смеси, заполняющей камеру сгорания, распыляется порошок материала для покрытия, после чего смесь поджигают. Возникающая детонационная волна выбрасывает частицы со сверхзвуковой скоростью на поверхность покрываемой детали. Механические и физические свойства покрытий - плотность, прочность, теплопроводность, сопротивление истиранию и особенно действию ударных нагрузок намного превосходит свойства покрытий, полученных методом плазменного напыления [208].

Метод ионного напыления основан на распыливании бомбардировкой инертным газом в вакууме мишени, изготовленной из твердого смазочного материала. Выбиваемые при этом процессе частицы твердой смазки имеют высокую скорость встречи с покрываемой поверхностью, а предварительная бомбардировка этой поверхности ионами газа, очищая её, обеспечивает высокую адгезию частиц твердой смазки и материала поверхности. К недостаткам метода можно отнести ограниченную толщину получаемых покрытий (до 5 мкм).

Химические методы заключаются в получении пленок твердых смазок слоистой структуры на поверхности конструкционных материалов при взаимодействии с газами (сероводород, сероуглерод др.). Такие методы дают наиболее прочное сцепление покрытия с металлом подложки, так как в этом случае имеет место не адгезия или механическое внедрение частиц твердой смазки, а химическая их связь с металлом. В настоящее время разработаны материалы с толщиной сульфидного слоя до 100 мкм и работоспособные в вакууме при температурах до 300 º С [230].

При использовании электрофореза покрытие образуется за счет осаждения на конструкционную основу твердых смазок и суспензий под воздействием постоянного электрического тока. При этом используются суспензии дисперсионного порошка (размер частиц 1-6 мкм) в органической диэлектрической жидкости, в которую обычно добавляют стабилизирующие вещества, предотвращающие коксование частиц. Частицы, приобретающие в зависимости от свойств жидкости положительный или отрицательный заряд, перемещаются в ней под действием электростатического поля к одному из электродов и осаждаются в нем. Непосредственно после осаждения покрытия характеризуются, как правило, слабой прочностью сцепления с основой, низкой механической прочностью и плотностью. Поэтому после осаждения покрытия подвергают механическому уплотнению или спеканию. К достоинствам метода следует отнести: высокую скорость процесса осаждения, возможность получения равномерной толщины покрытия по всей поверхности детали сложной формы, однородность покрытия и широкий круг материалов, которые можно подвергнуть осаждению. Экспериментальные данные говорят о хорошей работоспособности электрофорезных покрытий графитом при температуре 650 º С.