Расчет системы охлаждения спутника и малорасходного насоса для нее

    Подшипники  с газовой и жидкостной смазкой  можно подразделить на три основных типа: с внешним наддувом (газостатические и гидростатические), со сдавливаемой пленкой смазки и самогенерирующиеся. Применение газостатических опор, имеющих сложную систему наддува, низкие надежность и долговечность, а также подшипниковых опор со сдавливаемой пленкой смазки для высокоскоростных устройств, работающих в непрерывном режиме, не рационально, так как не реализуется их основное достоинство - возможность работы при нулевых и малых оборотах.

    Наиболее  целесообразны газодинамические и  гидродинамические подшипники, в которых физический механизм смазки сводится к созданию давлений, т.е. несущей пленки, благодаря ее вязкости и наличию относительной скорости движения поверхностей шипа и обоймы. Однако, если не предусматривать специальных конструкторских мер для газодинамических и в меньшей степени гидродинамических подшипников, то в вертикальном положении вала или в условиях отсутствия сил тяжести будет наблюдаться неустойчивая работа в режиме полускоростного вихря, что соответствует режиму работы при положении шипа относительно обоймы с нулевым эксцентриситетом. 
 

2. Малорасходные нагнетатели с жидкостной смазкой  опор

    Гидродинамические опоры скольжения ввиду их конструктивных особенностей хорошо компонуются в  насосном агрегате и выполняют роль щелевого уплотнения. Они обладают высокой демпфирующей способностью, имеют малые габариты, просты при сборке и обеспечивают высокий ресурс работы.

    Гидродинамические опоры малорасходных насосов  космических систем характеризуются  низкой нагруженностью радиальных сил  вследствие невесомости и других факторов, что приводит к неустойчивому положению слабонагруженного вала с полностью заполненными рабочей жидкостью зазорами в подшипниках. В гидродинамических опорах цилиндрической формы при высоких скоростях вращения и малых нагрузках центр шипа занимает положение, при котором почуй совпадает с центром подшипника. Жесткость подушки из смазывающего вещества незначительна, и положение вала в опоре неустойчиво, отчего устанавливается колебательный режим ее работы. Колебания вала ведут к потере смазочным слоем несущей способности, и вал стремится к соприкосновению с опорой, что недопустимо для насосов, работающих с многократными паузами между пусками от одной минуты до нескольких суток.

    Для экспериментального исследования слабонагруженных, высокооборотных гидродинамических опор спроектирована установка,

обеспечивающая  снятие характеристик в заданном диапазоне конструктивных и режимных параметров для ряда рабочих жидкостей (воды, этилового спирта, изооктана  и ацетона). При испытаниях особое внимание уделялось измерению амплитуды колебаний  вала в опоре с регистрацией частоты его вращения и потребляемой в опоре мощности.

Исследуемый подшипник образуется внутренней полостью корпуса и поверхностью вала. Комбинированием различных корпусов я валов достигалось изменение геометрических параметров подшипника. При диаметре вала   d = 20...22 мм диаметральный зазор варьировал от 10 до 50 мкм, для безразмерного параметра L/d=0,5...1,5. Рабочая среда подавалась в кольцевую проточку корпуса, делящей внутреннюю поверхность на два подшипника. К корпусу с обеих сторон прикреплялись кольца с двумя индуктивными датчиками, регистрировавшими положение вала. Величина нагрузки на вал менялась с помощью специальной системы нагружения через шариковые подшипники от блоков с тарированными грузами.

    Вал приводился во вращение через гибкую муфту электродвигателем постоянного тока типа МА-40А. Уповая скорость вращения от 400 до 2000 рад/с регулировалась изменением напряжения питания электродвигателя. Потери мощности в гидродинамических опорах определялись по току а напряжению питания электродвигателя при известных его характеристиках. Измерение угловой скорости вращения вала производилось индуктивным датчиком, который снимал сигналы с кольца, закрепленного на валу. Вся установка монтировалась на общей плите. Исследования выполнялись при различных нагрузках на опоры для горизонтального, наклонного и вертикального положений вала, что позволило изменять величину радиальной нагрузки в его вертикальном положении до нулевой.

    Положение вала контролировалось четырьмя индуктивными датчиками (установленными   попарно во взаимно перпендикулярных плоскостях с обеих сторон корпуса), разработанными и изготовленными на основе датчиков давления типа ДДИ-20. Их градуировка проведена специальным приспособлением, в котором датчики перемещались относительно вала микрометрическим винтом. Перемещение измеряли индикатором с ценой деления X мкм. Сигнал с датчиков подавался на преобразователь ИВП-2 и фиксировался шлейфовым осциллографом. Для съемки траектории вала с экрана лучевого осциллографа использовался фотоаппарат "Зенит".

Получены  экспериментальные характеристики гидродинамических опор в исследованном  диапазоне геометрических и режимных параметров, траектории движения вала в опоре с полностью заполненным смазкой зазором, оптимальные геометрические соотношения. Выяснилось, что траектория движения центра вала в опоре имеет /сложный характер, это определяется режимом ее работы, геометрическими характеристиками и физическими свойствами рабочей среды Согласно анализу полученных фотографий   траектория движения вала в гидродинамическом подшипнике представляет собой окружность неправильной формы, вал совершает вращательное движение относительно своей оси и оси опоры, что объясняется взаимным влиянием центробежной и статической составляющих сил давления. Статическая составляющая давления приводит к смещению центра движения относительно центра вала, а центробежная составляющая нагрузки вызывает вращение линии его центра и опоры с угловой скоростью w/2. Таким образом, вал находится в циклическом вихревом движении. Испытания валов с шевронными канавками показали, что траектории движения стабилизируются и имеют форму правильного эллипса.

    Особое  внимание уделялось исследованиям  легконагруженных и ненагруженных валов, у которых центр во время вращения практически не смещается относительно центра опоры. При низких значениях относительного эксцентриситета резко ухудшается жесткость смазывающего слоя жидкости, и положение вала в опоре становится неустойчивым. Это обусловлено снижением давления в смазывающем слое из-за уменьшения его к клиновидности и увеличения угла между направлением радиальной нагрузки и результирующей сил давления в слое жидкости.

    При воздействии случайных возмущений центр вала смещается ' •       с траектории подвижного равновесия и не него действуют неуравновешенные силы со стороны жидкостного слоя. Он начинает совершать колебания, вызывающие вихревые движения вала с большой амплитудой. С образованием вихрей ламинарный режим движения в слое жидкости переходит в турбулентный, в связи с чем резко возрастают трение и тепло:  деление в подшипнике.

    При нулевом нагружении вала в опоре  зависимость величины относительной амплитуды от радиального зазора для воды

характеризует резкое ухудшение условий работы.

    На  основе полученных результатов удалось  спроектировать подшипники электронасоса  моноблочной конструкции без  циркуляции рабочей среды и провести цикл исследований изменения амплитуда колебаний вала в заданном диапазоне режимных параметров работы системы. Испытания при температуре рабочей жидкости от 210 до 325 К для С = 30 мкм показали, что амплитуда колебаний ротора с ростом температуры жидкости несколько возрастает. Это связано с уменьшением вязкости рабочего тела и увеличением радиального зазора от 18 мкм при Т = 210 К до 37 мкм при Т=315 К. Величина А не достигала значения более 0,8, что гарантировало наличие слоя смазочной жидкости.

    При создании гидродинамических опор малорасходных высокооборотных центробежных насосов систему питания рабочей жидкостью проектируют так, чтобы влияние ее гидродинамических и конструктивных параметров на характеристики насоса было несущественным. При этом большую роль играют результата натурных испытаний узла в комплексе и предварительное изучение характеристик опоры на экспериментальной модельной установке. Как установила практика, подобные опоры хорошо вписываются в компоновку привода, роль типа которого может выполнять ротор электродвигателя, а подшипником служит статор.

    При исследовании динамики пуска и останова руководствовалась  специальной  программой, моделирующей работу электронасоса  в реальных условиях. Система отработала более 1000 часов с 4000 запусками и остановами на периоды продолжительностью от минуты до нескольких суток при отсутствии нарушений в работе опор.

    При проектировании насоса в блоке с  электродвигателем в гидродинамических опорах для повышения устойчивости ротора используют взаимодействие поля его постоянных магнитов с электромагнитным полем статора.

    Для малорасходного герметичного центробежного электронасоса в качестве опоры использована цилиндрическая поверхность ротора с диаметром а  d = 21,1 мм. Охватывающая поверхность подшипника выполнялась в виде втулки длиной L = 40 мм, вставляемой в гильзу экрана электродвигателя. Расчет размеров опоры, заданных конструкций электродвигателя, выполнен для условия наибольшей несущей способности. Оптимальное значение радиального зазора в опоре для рабочих сред в интервале температур от 210 до 325 К, составило соответственно от 18 до 38 мкм. Опыт создания высокоресурсных малорасходных насосов свидетельствует, что наибольшие сложности возникают при уравновешивании осевой силы на роторе электронасоса, малой величины (доли килограмма), которая зачастую меняет свой знак при изменении режима работы насоса. Знакопеременное воздействие на опоры качения незначительной осевой силы приводит к более резкому сокращению ресурса работы, чем воздействие большей осевой силы по величине, но постоянной по направлению. При уравновешивании малой осевой силы целесообразно использовать постоянные магнаты в качестве опор 4, 5, применяемых в подвижной 3 и неподвижной 2 частях привода насоса 1.

    Осевая  сила магнитного противодействия у  магнитов цилиндрической формы

где - индукция возврата;

- коэффициент возврата материала  постоянного магнита, Гн/м;

  - длина, радиус и зазор в магнитах;

 С_т - суммарная магнитная проводимость путей, по которым проходит магнитный поток, Гн

    Исследования  проводились с магнитами диаметром   d= 8 мм, обращенных друг к другу одноименными полюсами. В качестве мате риала опор применялись магнитные сплавы с высокими энергетическими показателями В Н ( В - магнитная индукция,   Н   - напряженность магнитного поля).

    Расчетами для магнитного материала КНДК24 ( В = 0,95 Тл; Н = 34 кА/м;  Км= 2,5 10⁶ Гн/м;  = 410⁷ Гн/м) установили, что при изменении осевого зазора от 5 до 200 мкм осевая сила магнитного противодействия в пределах от -18,1 до -4,9 н достаточна для разгрузки опор ротора и обеспечивает заданный ресурс работы. Магнитные опоры работают практически без потерь на трение в гидравлическом тракте насоса, просты в эксплуатации, долговечны, способствуют высокой работоспособности в динамическом режиме вращения ротора, в вакууме, в условиях радиации и не подвержены влиянию влажности. 

   3.3.3 Расчет и выбор основных параметров насоса с электропиводом 

   Исходными данными для гидравлического  расчета ММН являются: основные характеристики рабочей жидкости насоса, плотность, давление насыщенных паров, минимальное давление и наибольшая температура жидкости на входе в насос, массовый расход жидкости, требуемое давление на выходе из насоса.

   Целью расчета является определение размеров основных элементов насоса (подвода, центробежного колеса, отвода), потребляемой мощности, КПД с учетом выбранного типа привода на заданный ресурс работы системы.

   Расчет  насоса целесообразно начинать с  выбора и обоснования угловой скорости ротора привода. При этом не всегда высокая угловая скорость приводит к оптимальным параметрам ЭНА, так как увеличиваются дисковые потери, связанные с трением не только дисков колеса насоса, но и всего затопленного ротора герметичного электродвигателя (см. рис. 1.8). Для высокоресурсных ЭНА угловую скорость следует выбирать из условия обеспечения заданного ресурса, что приводит к необходимости задавать угловую скорость w= 200 ... 600 рад/с.

   Расчет  проводится на ЭВМ по разработанной  программе MVRENA «Расчет малорасходного высокоресурсного электронасосного агрегата»: 

   Исходные  данные: 

Наименование  агрегата………………………………………электронасосный

Рабочее тело – жидкость- ЛЗТК-2

Объемный  расход жидкости через насос, м**3/с…………………0.1300Е-03

Давление  на выходе из насоса, Па…………………………………0.1200Е+06

Давление  на входе в насос с учетом длительного ресурса работы в бескавитационном режиме, Па………………...............................0.1000Е+06

Плотность жидкости, кг/м**3…………………………………………….691,0

Кинематическая  вязкость жидкости, м**/с………………………...0.7000Е-06

Число щелевых уплотнений колеса…………………………………………1

Длина уплотнения, м…………………….………………………………..0.0050

Эффективная шероховатость щели, м………………..……………..0.0000Е+00

Шероховатость доска колеса, м……………………………………..0.6300Е-05 

   Результаты расчета: