В процессе создания мощных ЖРД закрытой схемы с высокими давлениями в камерах сгорания конструкторы столкнулись с проблемами обеспечения работоспособности и заданного ресурса агрегатов. Особенно большие трудности возникли при отработке мощных кислородных турбонасосных агрегатов (ТНА), поскольку их разгары и разрушения происходили за десятые и даже сотые доли секунды. Это обстоятельство исключало возможность использования традиционных методов обнаружения дефектов и заставило разработать новые подходы и средства для диагностики динамического состояния ТНА.

Надежность ЖРД в значительной степени определяется динамическими нагружениями и колебаниями роторов ТНА, возникающими на установившихся и переходных режимах работы. Даже кратковременные выходы их за допустимые пределы часто приводят к поломкам подшипников, возгораниям кислородных насосов, разгарам и разрывам корпусов, другим опасным авариям ЖРД. Для исключения таких явлений одной только тщательной динамической балансировки роторов во многих случаях оказывается недостаточно. Тут существенную роль играют неуравновешенные гидравлические и газодинамические силы, достигающие на некоторых режимах работы ТНА очень больших значений. Предаварийные состояния характеризуются во многих случаях выходом за допустимый уровень лишь отдельных параметров, определяющих динамическое состояние ротора.

Настоящая статья посвящена экспериментальному исследованию процессов, протекающих при различных динамических нагружениях ротора ТНА на различных режимах. Исследовался натурный ТНА (с двухопорным ротором), состоящий из шнекоцентробежного насоса и осевой турбины.

ТНА оснащался комплексом измерительных средств, включающим токовихревые датчики радиальных и осевых перемещений вала, вибродатчики на корпусе в районе опор, датчик частоты вращения, тензодатчики радиальных усилий (встроенные в подшипник), кольцевую многослойную термопару и датчики пульсаций давления на входе и выходе насоса. Комплекс позволил без существенных изменений штатной конструкции ТНА получать достаточно полную информацию о нагружениях и перемещениях ротора, а также о тепловом состоянии подшипников ТНА на установившихся и переходных режимах.

Исследования проводились в модельных условиях при замене компонентов топлива водой и генераторного газа - воздухом.

Для имитации нестационарных радиальных и осевых нагрузок, насос искусственно вводился в кавитационный режим и путем резкого дросселирования напорной магистрали создавались гидроудары. Резкое изменение радиальных усилий достигалось также при глубоком дросселировании насоса. Для создания только осевых нагрузок на ротор использовались специальные пневматические устройства. Осевое и радиальное перемещения ротора измерялись и регистрировались специально разработанной аппаратурой.

Погрешность данных не превысила 10 % в диапазоне частот от 5 до 2000 Гц.

Исследования нагрузок и перемещения ротора на стационарных режимах показали существенную зависимость их уровня и вибраций от размеров и режимов работы. На режимах без срывов напора и кавитации радиальная гидродинамическая сила, возникающая, главным образом, в спиральных отводах насосов, пропорциональна плотности жидкости, напору и площади выхода из рабочего колеса. У исследовавшегося ТНА на оптимальном по к.п.д. режиме с пониженной частотой вращения радиальная нагрузка ротора составила около 400 Н, возрастая примерно в 2 раза при изменениях расхода на ±30 %.

Центробежная составляющая радиальной нагрузки опор, обусловленная начальным дисбалансом ротора и дополнительным дисбалансом, возникающим в рабочих условиях вследствие радиального прогиба вала, пропорциональна квадрату частоты вращения.

При частотах вращения ТНА (15...35)·103 об/мин и допускаемых величинах начального дисбаланса в исходном недеформированном состоянии ротора начальные значения центробежных сил у различных ТНА находятся в пределах 200...1000 Н (независимо от их размеров). В рабочих условиях они могут значительно возрастать.

Существенной составляющей в общем балансе осевых сил ТНА ЖРД закрытых схем является неуравновешенная сила давления, действующая на вал вследствие большого перепада между высоким давлением газа в осевом зазоре турбины и сравнительно низким давлением рабочего тела на входе в насос или в межнасосной полости. Остаточная осевая нагрузка на подшипники в результате баланса всех сил составляет около +3,5 кН и слабо возрастает на переходных режимах. Эти верно для относительно невысокой напорности и мощности данного ТНА (Pмах = 25,0 МПа, Gмах = 100 кг/с).

Регистрация виброперемещений ротора показывает, что при нормальной работе он совершает небольшие колебания по трем осям. Максимальные величины радиальных и осевых виброперемещений не превышают 0,5 мм. На режимах с частотами вращения большими 3·104 об/мин, превышающими критические, в спектрах сигналов присутствуют, помимо роторной, кратные частоты (1/2; 1/3; 1/4). Фазы колебаний по различным направлениям движения ротора достаточно стабильны, при этом регистрируются устойчиво повторяющиеся замкнутые фазовые траектории.

Исследования показали, что для снижения величин радиальных биений роторов и вынесения собственных частот их колебаний за пределы рабочего диапазона частот вращения ТНА, требуется ограничить длину вала между опорами и радиальные нагрузки на ротор (увеличение диаметра вала лимитируется работоспособностью подшипников по определенному параметру).

Величина виброускорений вблизи опор ротора составляла 2...4 g по средней амплитуде суммарного сигнала.

Рассмотрим динамику ротора на переходных режимах (при кавитационном срыве). Режим работы до срыва - с коэффициентом напора, близким к номинальному и частотой вращения 10000 об/мин; биение конца вала составляло 0,2,..0,4 мм; вибронагрузки - менее 4g.

На исследуемых режимах при кавитационном срыве коэффициент напора упал в десять раз, частота вращения возросла почти до 33000 об/мин. Общая картина динамического состояния ТНА существенно изменилась: радиальное биение вала увеличилось до 0,7 мм, радиальное усилие достигло 600 Н, перепад температур на подшипнике возрос с 1 до 3К. Осевое перемещение ротора и уровень вибраций корпуса ТНА изменились незначительно. Пульсации давления на входе и выходе насоса практически полностью исчезли и снова восстановились только после выхода насоса из кавитации. Существенно изменились фазовые траектории колебаний конца вала: увеличились размеры замкнутых кривых, свидетельствуя об увеличении амплитуд колебаний по обоим радиальным направлениям, и произошло их расслоение по двойным траекториям, указывающее на появление новой формы колебаний. Спектрограммы вибраций корпуса, ТНА, зарегистрированных датчиками, расположенными вблизи опор ротора, отличались наличием характерных всплесков на частотах, кратных роторной. После прекращения кавитации исходный режим работы восстановился.

На режимах глубокого дросселирования наблюдается резкое увеличение нагрузок на подшипник. Вибрации, по сравнению с их значениями на номинальном режиме, возрастают. Уровень виброперегрузок и пульсации давления на дроссельном режиме примерно в 3...4 раза выше, чем на номинальном. Существенных изменений в осевом и радиальном биении вала не наблюдается.

При нагружении ротора ТНА гидравлическим ударом, вызванным резким закрытием клапана в напорной магистрали, заброс давления превышает 5,0 МПа. В процессе закрытия клапана радиальное усилие на подшипнике увеличивается с 500 до 2600 H. При этом направление радиальной силы изменяется на 100°, виброускорения корпуса ТНА в районе опор ротора достигают 20g и затем снижаются до уровня 6g. Отмечаются резкие осевые перемещения ротора в сторону турбины величиной до 0,1 мм.

Перепад температур на подшипнике отсутствует.

Кавитационные автоколебания, возникающие на некоторых режимах в системе "насос-входной трубопровод" при частотах 5...10 Гц и амплитудах давлений ±0,10 МПа, не вызывают существенных изменений радиальных сил на подшипнике и осевых и радиальных перемещений ротора.

При кавитационных срывах насоса и соответствующих переходных процессах, зарегистрированных во время разрушения подшипника ТНА из-за чрезмерной раскрутки ротора, параметры до момента времени, отвечающего 30000 об/мин, меняются таким же образом, как и в случае безаварийного испытания. При дальнейшем разгоне ТНА резко увеличивается радиальное биение конца вала, а затем и уровень вибраций. При этом фазовые траектории движения вала обрываются (подшипник разрушается). Величина радиальных биений вала (2 мм) существенно превышает нормальные, обусловленные прогибами вала и податливостью опор. В момент разрушения значительно увеличивается уровень вибраций и резко возрастает перепад температур на подшипнике. Регистрация движений ротора позволяет зафиксировать наличие отклонений в работе подшипника примерно за 0,1 с до начала его разрушения.

В целом, рассмотренные комплексы измерительных средств, позволяют экспериментально получать результаты, достаточно полно отражающие динамическое состояние роторов ТНА при нормальных и аварийных условиях и могут служить основой для построения систем технической диагностики ТНА.