Аэрокосмическая техника высокие технологии и инновации – 2014

На обшивку ГГ действуют два вида нагрузок: двигательные нагрузки, являющиеся результатом работы самого двигателя (газодинамическое давление и температура), и самолетные нагрузки, возникающие от перегрузок при эволюции летательного аппарата (инерционные силы). Условия эксплуатации панелей: рабочая среда – воздух, температура для переднего ряда панелей от –60 С до +200 С, для второго и третьего рядов панелей от –60 С до +250 С. Для расчета принята максимальная температурапо панелям 250 С.

Перед расчетом на устойчивость был проведен статический расчет, по результатам которого были определены максимальные радиальные перемещения, напряжения вдоль основы и утка и наиболее нагруженные зоны.

Максимальные радиальные перемещения для панелей составляют 7,39 мм и наблюдаются в месте стыка задних панелей, вертикальные перемещения для каркаса – 2,33 мм в зоне установки кронштейнов крепления створок. Максимальные осевые перемещения для панелей составляют 5,46 мм и наблюдаются на створках, для каркаса – 5,14 ммв зонеустановке кронштейновкрепления в створках [1].

Максимальные растягивающие напряжения в панелях в направлении утка 50,9 кгс/мм2, в направлении основы – 42,2 кгс/мм2, сжимающие напряжения в направлении утка – 48,8 кгс/мм2, в направлении основы – 41,4 кгс/мм2. Наиболее нагруженными элементами каркаса являются поперечные балки, максимальные напряжения составляют 85,98 кгс/мм2.

Для упрощения конечно-элементной модели реальная конструкция ячеек ЗПК была заменена на ячейку периодичности. В данной постановке была задана совместность перемещений для торцевых поверхностей сотового наполнителя и прямолинейных поверхностей, на внешнюю обшивку было приложено перемещение, а внутренняя поверхность была жестка, закреплена через пилотный узел. Через пилотныйузелбыли построены графики сил и перемещений.

Для проверки сходимости была построена КЭМ с более густой сеткой на сотовом заполнителе. Из расчетов видно, что потеря устойчивости происходит в одно и то же время с одними и теми же

121

перемещениями и критическими нагрузками. При данной постановке мы наблюдаем математическую потерю устойчивости, которая не связана с геометрическими особенностями конструкции. Такая потеря устойчивости возможна, но она следует за потерей устойчивости, связанной с геометрической особенностью.

Расчет на устойчивость проводился в нелинейной постановке, так как такой метод обеспечивает более точное решение в отличие от классического Эйлеровского решения. При расчете на устойчивость варьировался шаг и размер элемента сотовой конструкции. Шаг варьировался из-за того, что при очень большом шаге можно было пропустить точку, с которой конструкция теряла устойчивость.

Рис. 2. График перемещения от времени для ВПС-33 и АМГ-2: I – перемещения по оси x; II – перемещения вдоль оси y; III – перемещения вдоль z

Потеря устойчивости сотовой конструкции будет происходить в самих сотах, и для проверки влияния размера конечного элемента сгущали сетку на сотовом заполнителе. Суммарные перемещения ячейки периодичности для ВПС-33 и АМГ-2: в момент потери устойчивости максимальное перемещение для ВПС-33 составило 4,46 мм, а для АМГ-24,53. Потеря устойчивости для ВПС-33 произошла в сотовом наполнителе, а для АМГ-2 произошла в углерод-

122

ных прослойках, что связано с жесткостью АМГ-2 по сравнению с ВПС-33. На рис. 2 представлен график зависимости перемещения от шага по времени. Из графиков видно, что потеря устойчивости произошла одновременно для всех трех направлений.

Список литературы

1.Military Standardization Handbook, Composite Materials Handbook. Vol. 3, Polymer Matrix Composites, Guidelines for Characterization of Structural Materials, Department of Defense Handbook, USA, MIL-HDBK-17-1F, June 2002, 266 p.

2.Кобелев В.Н. Расчет трехслойных конструкций – М.: Машиностроение, 1984. – 304 с.

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ВЕЛИЧИНЫ ЗАЗОРА В ЛАБИРИНТНОМ УПЛОТНЕНИИ

ДВУХСТУПЕНЧАТОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА НА КАВИТАЦИОННЫЕ ПРОЦЕССЫ

П.В. Писарев, В.Я. Модорский

Пермский национальный исследовательский политехнический университет, Пермь, Россия

e-mail: pisarev85@live.ru, modorsky@pstu.ru

Работа посвящена изучению влияния рабочих параметров на кавитационные процессы в лабиринтных уплотнениях двухступенчатого центробежного насоса. В работе разработаны твердотельные, математические и физические модели, выявлены кавитационные эффекты в лабиринтных уплотнениях, сформулированы рекомендации по уменьшению их интенсивности. В ходе вычислительных экспериментов выявлены закономерности появления и развития кавитации в модельных каналах. Вычислительные эксперименты проведены с использованием лицензионного пакета ANSYS CFX.

Цель исследования заключается в изучении влияния величины зазора в лабиринтном уплотнении двухступенчатого центробежного насоса с промежуточным отбором на кавитационные процессы и разра-

123

ботке рекомендаций по уменьшению интенсивности кавитационных процессовввысокооборотныхдвухступенчатыхцентробежныхнасосах.

Повышением надежности работы бесконтактных уплотнений высокооборотных двухступенчатых центробежных насосов и роторных машин в целом является актуальной задачей, так как в процессе их эксплуатации возможно вскипание и двухфазное парожидкостное течение рабочей среды в дросселирующих зазорах уплотнений. Данные неблагоприятные эффекты приводят к резкому падению как их расходных, так и жесткостных характеристик, что может стать причиной контакта ротора с уплотнениями. Кроме того, лабиринтные уплотнения двухступенчатых центробежных насосов не исключают перетечку рабочей жидкости из одной ступени в другую, а совместно с кавитационными эффектами это может приводить к непрогнозируемому срыву напора.

С проблемой возникновения непрогнозируемых эффектов, связанных с падением напора на второй ступени двухступенчатого центробежного насоса ТНА, неоднократно сталкивались при наземной отработке на воде двухступенчатых центробежных насосов системы питания. Проблема решалась в процессе экспериментальных доводочных работ.

В процессе работы сформулированы физическая и математическая модели гидродинамического процесса. Выявлены закономерности появления и развития кавитации в модельных каналах при варьировании геометрии канала (величины щелевого зазора). При проведении натурных испытаний обнаружено несоответствие кавитационной характеристики насоса установленным требованиям. В ходе вычислительных экспериментов выявлены закономерности появления и развития кавитации в модельных каналах. Вычислительные эксперименты проведены с использованием лицензионного пакета ANSYS CFX.

Для проведения вычислительных экспериментов были построены геометрические модели лабиринтных уплотнений первой и второй ступеней. Лабиринтные уплотнения соединены между собой таким образом, что жидкость повышенного давления, попадающая в лабиринт второй ступени, может проникать через зазор,

124

имеющийся в уплотнении первой ступени двухступенчатого центробежного насоса. Рассмотрим модель утечки через лабиринтное уплотнение второй ступени: через зазор, имеющийся в уплотнении крыльчатки, на вход насоса может поступать вода из полости высокого давления. Твердотельная модель показана рис. 1.

На первом этапе исследования рассматривались лабиринтные уплотнения в районе второй ступени. В рамках численных экспериментов величина зазора варьировалась от 0,6 до 3 мм.

По результатам вычислительных экспериментов была выявлена кавита-

Рис. 1. Твердотельная модель ция в районе второй ступени. На рис. 2 лабиринтного уплотнения показано распределение объемных долей воздуха в воде, возникающее в ре-

зультате кавитации. Возникновение кавитации приводит к ухудшению кавитационной характеристики.

Рис. 2. Распределение объемной доли воздуха в лабиринтном уплотнении второй ступени: а – максимальный зазор; б – минимальный зазор

125

В связи с этим возможность образования кавитации на входе в первую ступень необходимо учитывать при разработке антикавитационных мероприятий. Как видно из рисунков, максимальная концентрация пузырьков воздуха, образовавшихся в свободном объеме лабиринтного уплотнения, наблюдается при величине зазора 0,6 мм. Таким образом, при уменьшении величины зазора в лабиринтном уплотнениии с 3 до 0,6 мм происходит увеличение концентрации пузырьков воздуха в 3,3 раза.

Вдальнейшем планируется провести анализ влияния колебательных процессов при различных углах сдвига фаз [1–3] на кавитационные эффекты.

Врезультате исследования разработаны твердотельные математические и физические модели. В ходе проведения вычислительных экспериментов накоплен и структурирован банк данных вычислительных экспериментов по исследованию гидродинамических процессов в лабиринтном уплотнении двухступенчатого центробежного насоса. Обнаружено, что происходит увеличение концентрации пузырьков воздуха в 3,3 раза при уменьшении величины зазора в лабиринтном уплотнении с 3 до 0,6 мм.

Список литературы

1.Писарев П.В., Модорский В.Я. Численное моделирование ударно-волнового нагружения соплового аппарата на многопроцессорном вычислительном комплексе // Аэрокосмическая техника, высокие технологии и инновации-2009: материалы XII Всерос. на-

уч.-техн. конф. – Пермь, 2009. – С. 357–359.

2.Писарев П.В., Модорский В.Я. Численный анализ динамического напряженно-деформированного состояния конечномерного цилиндра, нагруженного гидродинамическим потоком жидкости// Механика микронеоднородных материалов и разрушение: тез. докл. VI Всерос. конф. Екатеринбург, 24 – 28 мая 2010 г. – Екатеринбург, 2010. – С. 41–44.

3.Моделирование динамического напряженно-деформирован- ного состояния конечномерного цилиндра, нагруженного гидродинамическим потоком жидкости на многопроцессорном вычисли-

126

тельном комплексе. Научный сервис в сети Интернет: экзафлопсное будущее / П.В. Писарев, А.А. Писарева, Д.В. Зимин, Л.Н. Бутымова, Д.Ф. Гайнутдинова, В.Я. Модорский // Тр. Междунар. суперкомпьютерной конф. (19–24 сентября 2011г., г. Новороссийск). – М.: Изд-во МГУ, 2011. – С. 643–643.

ЧИСЛЕННЫЙ АНАЛИЗ ВИБРАЦИЙ ЛОПАТОК ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА НАГРУЖЕННЫХ ПОТОКОМ ЖИДКОСТИ

1П.В. Писарев, 2Р.В. Писарев

1Пермский национальный исследовательский политехнический университет, Пермь, Россия

2Приволжский тыловой таможенный пост, Пермь, Россия e-mail: pisarev85@live.ru, pisarev77@hotmail.com

При разработке центробежных насосов одной из основных является задача по расчету вибраций лопаток рабочих колес. Известно, что вибрации могут приводить к снижению рабочих характеристик и в некоторых случаях к разрушению элементов конструкции вследствие высокого уровня динамических напряжений, вызванных неравномерностью потока жидкости. На сегодняшний день большинство методик по расчету резонансных явлений в лопатках центробежных насосов базируются на дорогостоящих натурных экспериментах. В связи с этим разработка методики расчета вибраций лопаток является актуальной задачей. Для решения поставленной задачи был проведен ряд вычислительных экспериментов по расчету гидродинамических и прочностных характеристик модельного центробежного насоса в связанной постановке Fluid-Structure Interaction. В качестве программного обеспечения использовался междисциплинарный многопроцессорный пакет прикладных программ ANSYS.

В настоящее время центробежные насосы высокого давления являются наиболее распространенным типом насосного оборудования и используются во многих отраслях промышленности. Например, для транспортировки воды, перекачки вязких жидкостей

127

в магистральных трубопроводах, агрессивных жидкостей в авиационной и космической технике, а также для перекачивания жидкостей различной плотности в технологических и производственных процессах (рис. 1).

Рис. 1. Центробежные насосы: а – центробежный насос в составе ТНА РД-120; б – нефтяной центробежный насос

Несмотря на широкую распространенность и высокую степень изучения процессов, протекающих в центробежных насосах, конструкторы и инженеры достаточно часто сталкиваются с проблемами их эксплуатации. Наиболее распространенные – повышенный шум, вибрации лопаток рабочих колес и корпуса центробежного насоса, срыв напора. Все это может быть вызвано множеством факторов: отклонения в размерах машины при ее изготовлении; увеличение потерь в лабиринтных уплотнениях, возникающих из-за увеличения зазоров в уплотнительных кольцах сверх нормативных; увеличение уровня вибрации насоса в результате некачественной сборки, монтажа, возникающих дефектов или кавитации в насосе; изменение диаметра рабочего колеса, погрешности при проведении балансировочных работ; смещение выходных кромок половинок рабочих колес относительно друг друга, неравенство щелевых зазоров уплотнения колеса; влияние вязкости рабочей жидкости; содержание газа

врабочей жидкости; изменение давления на входе и др.

Всвязи с вышесказанным разработка методики расчета вибрации лопаток, нагруженных динамическим потоком жидкости, с использованием современных пакетов прикладных инженерных программ является актуальной задачей.

128

Целью исследования является разработка методики расчета вибраций лопаток рабочего колеса центробежного насоса, нагруженного динамическим потоком жидкости. В рамках данной работы проводится численный эксперимент в связанной односторонней постановке по определению собственных частот и форм колебаний лопаток рабочего колеса центробежного насоса с использованием многопроцессорного программного комплекса ANSYS, а также анализ влияния нагрузки, передаваемой на рабочее колесо центробежного насоса, на собственные частотыи формы колебанийотдельно взятой его лопатки.

Проточный тракт исследуемого центробежного насоса ступени имеет один вход и один выход. На боковой поверхности модели расположен кольцевой осевой вход (рис. 2, а). Рабочее колесо представляет собой твердое тело. Геометрическая модель построена с учетом тангенциального расположения выхода. Учитывалось геометрическое расширение отвода. Твердотельная модель для данной задачи была построена в инженерном пакете Solid Works, для проведения вычислительного эксперимента было необходимо построить геометрическую модель, состоящую из двух регионов:

1

2

3

Рис. 2. Граничные условия: а – жидкостной регион: 1 – свободный входвыход, давление на входе 3 атм.; 2 – выход; 3 – рабочее колесо (скорость вращения рабочих колес 4500 об/мин); б – передаваемая нагрузка на лопатку: А – консольное закрепление по нижней кромке; В – передаваемая через интерфейс нагрузка из гидродинамического расчета

129

1)жидкостной регион (рис. 2, а) представляет собой проточный тракт центробежного насоса;

2)твердотельный регион представляет собой рабочее колесо, которое помещено в проточный тракт насоса соосно.

Для улучшения сходимости расчета и снижения погрешностей получаемых результатов создавалась расчетная сетка, элементы которой имеют равномерную призматическую форму. Количество элементов расчетной сетки составило 35 млн.

Для решения поставленной задачи сформулирована следующая физическая модель: конструкция полагается трехмерной (x, y, z); расчет нестационарный; стенки конструкции не поглощают и не выделяют тепло; сила трения между стенками и рабочей жидкостью не учитывается; в качестве рабочей жидкости используется вязкая вода; стенки проточного тракта не деформируются; сила тяжести не учитывается; давление на входе подается через осевой кольцевой вход; реализуется Лагранжев подход. Колесо представляет собой вращающееся тело, состоящее из 12 одинаковых спрофилированных лопаток. В качестве материала рабочего колеса назначалась сталь. Процессы, протекающиев конструкции, рассматривались в линейнойпостановке.

При описании граничных условий учитывалось, что рабочее колесо 3 (см. рис. 2, а) насоса жестко закреплено на валу, их его вращение происходит с заданной частотой:

где z – количество лопаток крыльчатки; fr = 75 Гц – частота вра-

щения ротора.

В качестве нагрузок для конструкционного анализа использовались нагрузки из гидродинамического расчета, импортированные через интерфейс взаимодействия двух сред. По результатам вычислительных экспериментов получены поля распределения давления и скоростей (рис. 3). Определены нагрузки для конструкционного анализа. Проведен линейный статический анализ в связанной постановке. Определены напряжения и перемещения лопатки рабочего колеса центробежного насоса.

130