Файл: Казанский, В. Н. Системы смазки паровых турбин.pdf

совпадает с местом расположения опоры. Равнодейст­ вующая давления масла и равная ей, но противополож­ ная по направлению реакция образуют пару сил, удерживающую колодку в наклонном положении по от­ ношению к плоскости упорного гребня. Опора должна быть смещена относительно центра симметрии колодки в сторону вращения гребня (ближе к выходу). Совпа­ дение опоры колодки с центром ее симметрии создает неустойчивый смазочный зазор, легко нарушаемый да­ же при небольших динамических изменениях нагрузки. По этой причине нередко происходили аварийные раз­ рушения упорных колодок [Л. 135].

Смещение опоры относительно центра симметрии колодки приводит к изменению всех характеристик упорного подшипника. Наибольшая грузоподъемность получается при отношении расстояния t от выходной кромки колодки до опоры к длине колодки I (взятой по средней окружности Я) i/l = 0,38-ъ0,45. Такое положение опоры является оптимальным для колодки, имеющей отношение ширины b к длине I, равное 1,0. При слиш­ ком большой величине смещения t на выходе из колодки образуется очень тонкая пленка масла, легко нарушае­ мая во время работы [Л. 111,112, 161, 169].

Рабочая поверхность колодки подвергается тепловым искривлениям из-за больших градиентов температуры по ее толщине [Л. 37]. Колодка выгибается в сторону упорного гребня, принимая форму «зонтика», что умень­ шает эффективную рабочую поверхность колодки и сни­ жает несущую способность подшипника. Гидродинами­ ческие давления, возникающие в клипе, обусловливают заметные (особенно при предельных нагрузках) меха­ нические деформации, которые суммируются с тепло­ выми. По данным [Л. 112], наиболее неблагоприятную форму искривления поверхности имеет колодка с точеч­ ной опорой, значительная часть рабочей поверхности которой выключается из работы. Линейная опора спо­ собствует более благоприятной форме деформации по­ верхности, обеспечивающей повышение несущей спо­ собности [Л. 113]. Для получения равенства зазора по длине выходной кромки ребро качания О'О" распола­ гают параллельно выходной кромке колодки 0 40г (рис. 1-12). Иногда его наклоняют с таким расчетом, чтобы наибольший щелевой зазор получился у выходной кромки на большем радиусе колодки. При радиальном

42

расположении ребра качания (в турбинах старых вы­ пусков) наименьший щелевой зазор был на наибольшем радиусе колодки, вследствие чего изнашивалась верх­ няя часть выходных кромок.

Несущая способность колодки зависит от стрелы ее прогиба при деформации. Уменьшение прогиба может быть достигнуто увеличением толщины колодки h. Однако чрезмерное увеличение h приводит к потере устойчивости слоя смазки [Л. 112]. Обычно колодки

док производится так, чтобы наряду с получением допу­ стимой средней нагрузки была бы обеспечена хорошая подача масла к каждой колодке. Известно, что во вход­ ное сечение масляного клина вместе со свежим холод­ ным маслом поступает тонкая нагретая пленка, прилип­ шая к гребню при прохождении предыдущей колодки. С уменьшением расстояния между колодками ухудша­ ются условия омываиия их холодным маслом и усили­ вается влияние переноса тепла от соседних колодок. Сказанное наглядно иллюстрируется опытами: в одном и том же корпусе нагружались до разрушения упорные подшипники с разным числом колодок (от 1 до 10) оди­ наковых размеров; если в подшипнике стояла одна колодка, она обладала приблизительно в 4 раза боль­ шей несущей способностью, чем в комплекте, состоящем из 10 колодок. Редкая расстановка колодок улучшает температурный режим работы подшипника, приводит к возрастанию толщины масляной пленки и увеличению несущей способности. Экспериментально установлено, что оптимальное отношение суммарной площади коло­ док к общей площади упорного кольца колеблется в пределах 0,55—0,65 ]Л. 112, 114, 161].

Большое влияние на тепловой режим упорного под­ шипника оказывает организация входа масла в сма­ зочный зазор [Л. 38, 112]. На турбинах небольшой мощ­ ности в большинстве случаев не требовалось специаль­ ного профилирования входной части колодки. Увеличе­ ние мощности турбин до 300—800 МВт и связанный с ней рост расчетных осевых усилий потребовали тща­ тельной отработки профиля входной кромки колодки, направленной на исключение завихрений масла на вхо-

43

де в клин, на избежание местных понижений давления и застойных зон перед колодкой, на улучшение темпе­ ратурного режима всей колодки. Опыты показали, что скруглять входную кромку колодки по радиусу R = = 0,5ч-3 мм нецелесообразно, так как это не улучшает характеристики подшипника. Лучшие результаты были получены при выполнении специального приемного ско­ са гиперболического профиля (рис. 1-12,г), предложен­ ного А. К. Дьячковым.

Ниже приведены ординаты (значения х-102 в долях

ВТИ и ХТГЗ рекомендуют выполнять входной про­ филь колодки в виде прямоугольного скоса размером 0,004^X0,1/ и скругления радиусом 0,04/ (/ — длина хор­ ды по средней окружности колодки), рис. 1-12,д. Откло­ нение профиля от оптимальной формы ухудшает темпе­ ратурный режим колодки и поэтому является нежела­ тельным. Профилирование входной части колодки позволяет увеличить несущую способность подшипника

вала внутри корпуса подшипника создается неравномер­ ное поле давления. Из-за большой площади сливных каналов и дросселирования масла на входе в подшипник давление масла даже на периферии диска не превышает атмосферное, а у внутренней окружности колодок воз­ никают вакуумные зоны. В радиальном канале между соседними колодками образуется вихрь, давление в цен­ тре которого снижается ниже атмосферного. В зонах пониженного давления происходит бурное выделение паровых и газовых пузырьков, которые сепарируются в виде больших «снарядов» в центральной зоне подшип­ ника или в межколодочном зазоре. По этой причине нередко происходили аварийные разрушения подшипни­ ков (Л. 112, 131]. Нежелательные явления аэрации масла устраняются повышением давления в корпусе подшипника путем снятия дроссельной шайбы на входе и установки ее на выходе из подшипника. Хотя несущая способность подшипника при этом увеличивается незна­ чительно, надежность его существенно возрастает, так

44

как в этом случае подшипник становится менее зависи­ мым от случайных факторов ![Л. 132]. Есть конструкции подшипников, в которых слив масла вместе с отсепарированным воздухом и парами осуществлен из внутрен­ них зон подшипника, т. е. из мест непосредственного скопления газовых «снарядов»; в этом случае масло подводится на периферии упорного гребня-{Л. 131].

Применение колодок оптимальных размеров и кон­ струкций еще не решает полностью вопроса о надеж­ ности их работы. Конструкция упорного подшипника должна обеспечивать равномерное распределение на­ грузки на все упорные колодки с учетом возможных от­ клонений упорного гребня во время работы от положе­ ния его в состоянии покоя.

Для равномерного распределения нагрузки по колодкам извест­ ны различные способы: тщательная подгонка баббитовой поверхно­ сти колодок к зеркалу упорного гребня; опирание колодок на шари­ ки (рис. 1-12,а) и упругие пластины (рис. 1-12,к), применение шаро­ вого сегмента, на котором размещены колодки (рис.'1-11,а, б); ком­ бинирование упорного подшипника с опорным (рис. 1-11,г); примене­ ние рычажной уравнительной системы типа Кингсбери (рис. Д-13).

Из опыта эксплуатации известно [Л. 39], что выравнивающая способность сферических опор часто оказывается неудовлетворитель­ ной. Исследования показали [Л. 132], что по принципу своей работы сферические опоры вообще не могут обеспечить полного выравнива­ ния нагрузок по колодкам. Частичное же выравнивание, иногда вполне удовлетворяющее требованиям практики, может произойти при соблюдении оптимальных размеров сферической опоры, а именно (рис. 1-11,0); при а = 45ч-52°, Р3>кг и минимальном значении отно­ шения радиусов r[RK. Это условие соблюдается у подшипника тур­ бины «Вортингтон» (рис. 1-11,6) и не выполняется у большинства широко применяемых конструкций подшипников со сферической «шайбой» (рис. 1-11 ,0 , г), в которых неравномерность нагружения

колодок может быть любой в зависимости от первоначальной уста­ новки вкладыша и деформации корпуса. Очевидно, что при правиль­ ной установке вкладыша, устранении первоначального перекоса сферы и отсутствии деформации стула подшипника результат может быть достаточно хорошим даже при зажатой сфере1, чем и объясняется распространенность этой конструкции.

На ряде турбин применяются упорные подшипники типа Кинг­ сбери [Л. 75, 113], колодки которых опираются на выравнивающую рычажную систему (рис. 1-13). Если любая колодка почему-либо окажется выше плоскости рабочих поверхностей остальных колодок, входящих в комплект, то она будет вынуждена воспринять на себя увеличенную нагрузку и отойти вместе с сухарем от гребня. При этом промежуточные сухари повернутся вокруг осей качания и при­ близят к гребню соседние, менее нагруженные колодки. Такое пере­

о зазоре) приводит к повышенной вибрации подшипника.

45

не будет распределена равномерно по всем колодкам. Однако и в подшипнике Кингсбери имеется неравномерность распределения на­ грузки, резко возрастающая при неправильном конструировании и изготовлении деталей подшипника [Л. 76]. Главной причиной, ухуд­ шающей работу звеньев выравнивающего устройства, является сила трения, возникающая на отдельных участках рычажной системы и препятствующая перемещению сухарей [Л. 75]. Поверхности соприкос­ новения сухарей, колодок, опорного кольца должны быть тщательно

Рис. 1-13. Упорный подшипник Кингсбери.

у —упорная колодка; 2 — упорное кольцо; 3, 4 — качающиеся су­ хари; 5 —упор; стрелкой показано направление вращения упор­ ного гребня.

спрофилированы. Контакт опорных поверхностей стараются выполнить линейным (цилиндр по плоскости) и даже точечным (цилиндры с взаимно перпендикулярными осями). Радиус опорной поверхности сухаря выполняется большим, чем расстояние b от оси поворота сухаря до его опорной поверхности. Сухари и упоры изготавливают­ ся из стали ШХ15 с твердостью HRc = 56-b60. Не допускается при­ менение литых деталей подшипника с необработанными поверхностя­ ми трения.

Произвольное профилирование этих поверхностей приводит к то­ му, что даже при незначительных перекосах упорного диска концы сухарей, упираясь в обойму или колодки, не позволяют последним следовать за перекосом диска. В результате подшипник становится жестким даже при малых перекосах упорного диска [Л. 75].

Большие .моменты от сил трения возникают в подшипнике Кинг­ сбери при неудачно выбранных размерах рычажной системы. Иссле­ дования показали {Л. 76], что для увеличения чувствительности вы­ равнивающего устройства необходимо свести плечо силы трения к нулю. Конструктивно это достигается следующим: а) стараются сделать плечи рычагов верхнего и нижнего ряда одинакового разме­ ра, т. е. a = a i и b = bi с минимально возможным (с точки зрениц

46

Прочности рычагов) отношением геометрических размеров bja (рис. 1-13,а); б) совмещают поверхности соприкосновения сухарей с колодками и обоймой с плоскостью хх, проходящей через оси по­

существенно увеличивается табарит подшипника в осевом направле­ на. Если имеется возможность выполнить один ряд сухарей с раз­

что при некоторых соотношениях геометрических размеров рычагов подшипник с числом колодок более 10 будет работать как жесткий. Оптимальное число колодок в подшипнике Кингсбери 6—8. Нерав­ номерность подшипника можно снизить, уменьшив площадь одной наименее нагруженной колодки по сравнению с остальными колод­ ками {Л. 76].

Способность подшипника Кингсбери выравнивать нагрузки по отдельным колодкам является большим преимуществом его по сравнению с подшипником Митчелля. Однако подшипник Кингсбери более сложен конструктивно и имеет большие осевые габариты.

Для выравнивания нагрузок по колодкам иногда применяют упругие (пружинные) подкладки (рис. *1-12,к). Перемещения пру­ жинных опор не должны выходить за пределы упругих деформаций. Очень часто допустимые перемещения упругих элементов значи­ тельно меньше возможных перекосов, поэтому при такой конструк­ ции подшипника может происходить только частичное выравнивание усилий [Л. 72, 135].

6] Рабочие характеристики упорных подшипников

Упорный подшипник воспринимает нагрузку, в значи­ тельной мере отличающуюся от расчетной, поэтому он должен обладать такой несущей способностью, которая допустила бы любые режимы работы турбины без воз­ никновения аварий. Как показали исследования ВТИ, ХТГЗ, КТ'З, несущая способность упорного подшипника заданных геометрических размеров колодок зависит от расхода, давления и температуры масла, от материала колодок, качества поверхностей скольжения, содержа­ ния посторонних примесей в масле.

Между расходом масла Q и температурой колодок t существует зависимость, близкая к гиперболической (рис. 1-14). Увеличение расхода масла приводит сна­ чала к очень резкому уменьшению температуры коло­ док, а при дальнейшем увеличении расхода скорость снижения температуры заметно уменьшается. Наконец, через подшипник прокачивается такое количество мас­ ла, увеличение которого ничем не оправдано: темпера­ тура баббита не снижается, возрастают лишь потери

47

Мощности на трение. Этот расход Qp масла1 принима­ ется за рабочий [Л. 39, 112]. С увеличением нагрузки Р на упорные колодки рабочий расход увеличивается не­ значительно. При малых расходах масла через подшип­ ник поток, проходящий через клиновой зазор между

Рис. 1-14. Рабочие характерна стики опорно-упорного подтип* ника.

Нагруженных колодок 12 шт., по­ верхность трения нагруженных ко­

диаметр опорного вкладыша 330 мм,

му. Пунктиром отчерчена граница рабочих расходов масла.

колодкой и гребнем, составляет значительную долю от общего расхода, и поэтому температура последнего сильно зависит от нагрузки на упорные колодки. По мере увеличения общего расхода доля масла, протекаю­ щего через клиновой зазор, уменьшается, вследствие чего изменение нагрузки на колодки не вызывает суще­ ственного изменения температуры масла, сливающегося из подшипника. Это объясняет общеизвестный факт, что выплавление колодок в процессе эксплуатации часто не приводит к сколько-нибудь заметному нагреву масла, проходящего через подшипник. На величину рабочего расхода масла оказывает влияние схема слива отрабо­ танного масла. Применение задросселированного слива несколько снижает величину рабочего расхода.

Уменьшение расхода масла через подшипник приво­ дит к падению эффективности отвода тепла трения через металл колодок, что вызывает повышение темпе­ ратуры, увеличение тепловых деформаций колодок и, следовательно, снижение несущей способности.

1 В {Л. 39] приведено более четкое определение величины Qp: увеличение расхода масла сверх рабочего значения на 20% приво­ дит к снижению температуры колодок на 0,5— 1,0 °С.

48