Файл: Жаров, А. П. Предупреждение аварий подшипников паровых турбин.pdf

малыше значение. В данном случае это приводит к уменьшению минимальной толщины смазочного слоя. Поэтому для обеспечения одинакового в сравнении с более длинным подшипником запаса по толщине сма­ зочного слоя в минимальном его сечении необходимо переместить положение этого сечения в противоположную движению смазки сторону, что па практике происходит автоматически. Это вызывает сокращение протяженности несущего слоя.

Подобным образом влияет и увеличение относитель­ ного зазора i|i. С увеличением разницы между диаметра­ ми расточки вкладыша и шейки вала, -если сохраняется неизменной величина угла охвата шипа подшипником, протяженность несущего слоя сократится. Последнее обстоятельство будет вызвано одновременным сближени­ ем обеих границ смазочного слоя. Произвольный выбор границы начала смазочного слоя на кромке несущей дуги для реального подшипника не всегда правомочен, так как нагнетание смазки в зазор и развитие в нем гидро­ динамических давлений происходят за счет вязкостного вовлечения смазки движущимся шипом. При этом чем дальше от движущейся поверхности будут находиться слои смазки, тем меньше будет ее влияние. В случае слишком большого относительного зазора разность кривизны шипа и кривизны подшипника в предполага­ емом месте начала смазочного слоя ire создает необходи­ мых условий для развития гидродинамических давлений. Поэтому практически начало образования несущего слоя произойдет в том месте, где при заданных величинах относительного зазора, подачи и вязкости смазки созда­ дутся для этого необходимые условия, т. е. начнется устойчивое одностороннее течение смазки по всему по­ перечному сечению суживающейся части зазора.

Увеличение относительного зазора в подшипнике также существенно влияет на положение выходной грани­ цы смазочного слоя. Место окончания положительных давлений в несущем слое зависит не только от количест­ ва смазки, прошедшей через слой, но и от характера ее дальнейшего течения в расширяющейся части зазора, начинающейся за минимальным сечением смазочного слоя. Устойчивость течения в этой части зазора умень­ шается с увеличением угла диффузорности, что вызывает перемещение места обрыва смазочного слоя ближе к вер­ тикальной оси подшипника.

27

Исходным заданием' для расчета каждого под­ шипника является действующая на подшипник нагрузка. Частоты вращения роторов турбоагрегатов, эксплуатиру­ емых в нашей энергетике, 1500 и 3000 об/мин. Размеры подшипников и величины зазоров принимаются по из­ ложенным выше соображениям. Подшипники турбо­ агрегатов принято проектировать унифицированными не только для одного, а для нескольких типов агрегатов, что существенно сокращает число их типоразмеров.

В системах смазки используется турбинное масло марки «22» (ГОСТ 32-53). Правилами технической эксплуатации в целях удлинения срока службы турбин­ ного масла, а также снижения затрат мощности на тре­ ние в подшипниках установлен интервал рабочих темпе­ ратур для масла. Перед подшипниками температура масла поддерживается в пределах 35—45 °С. Температу­ ра сливающегося из подшипников масла не должна пре­ вышать 60 °С.

Расчет подшипника ведется следующим образом. По заданной нагрузке Р принимаются соответствующие типу агрегата параметры подшипника. Задаются сред­ ней температурой смазочного слоя tm, для которой по кривой зависимости вязкости от температуры находится значение коэффициента динамической вязкости р. Далее

и П.2) соответствует определенная величина относи­ тельного эксцентриситета %. По этой величине из соот­ ветствующих зависимостей при тех же значениях 0 и d/L находятся величины коэффициента сопротивления вра­ щению Ф^, коэффициента среднего расхода смазки Ьт, коэффициента расхода смазки на входе в смазочный слой Gi и коэффициента расхода смазки на выходе Go.

28

По полученным характеристикам путем сопоставле­ ния результатов гидродинамического п теплового расче­ тов определяется наиболее рациональный режим работы

подшипника.

Величина .коэффициента жидкостного трения в под­ шипнике определяется из зависимости

//ф=Ф«/Ф1).

Работа трения в смазочном слое AR и количество тепла, в которое преобразуется эта работа, Qr опреде­ ляются по следующим формулам:

Л* = ТоГ’ кгс‘м 'сек:>

„ar

®r = W ' ккалсек-

Количество масла, входящего в смазочный слой через начальное сечение, находится из соотношения

qi = GiLtinip, см3!сек.

Подшипники имеют ограниченную длину, н так как течение масла в смазочном слое происходит не только в направлении вращения шипа, но и вдоль подшипника, часть масла вытекает в торцы. Количество масла, выхо­ дящего через минимальное сечение смазочного слоя, равно

q0= G 0Lurty, см3/сек.

Количество смазки, вытекающей в торцы из нагру­ женной части подшипника, определяется как разность между qi и q0. Тепло, выделившееся в результате вязко­ стного трения в смазочном слое, идет в основном на на­ гревание масла, разделяющего поверхности трения. Тем­ пература масла при этом повышается от начальной Uдо температуры в выходном сечении смазочного слоя to. Так как не все количество смазки, входящей в клин, выходит через его минимальное сечение, то для упрощения вво­

уравнения

29

где р — платность Масла, г/сл3; с — теплоемкость масла, которая с учетом температурной зависимости может быть определена по формуле Краусольда [Л. 12]

с= 0,415 + 0,0011/, кка л/(кгс°С).

Зная нагрев масла в слое, можно по принятой сред­ ней температуре tm определить температуру масла:

Приведенный метод расчета основан на том, что все м..сло, прошедшее через нагруженную часть подшипни­ ка, полностью удаляется и в несущий слой поступает свежее. Количество тепла, уносимого прошедшим через несущий слой маслом, равно

Qq=pqmC(ta— ti), ккал/сек.

Для завершения расчета остается сбалансировать ко­ личества тепла, выделенного и отведенного. Уравнение теплового баланса подшипника турбоагрегата для уста­ новившегося режима работы может быть представлено в следующем виде:

Qb+ Qb= Qg+ Qc,

где QB— количество тепла, передаваемого по валу тур­

подшипника.

Расчет теплового потока по валу к подшипнику пока­ зывает, что количество тепла, поступающего от пара, составляет не более 10—20% выделяемого в смазочном слое. Это подтверждается результатами следующего эксперимента [Л. 13]. На турбине К-Ю0-90 в переднее уплотнение вместо охлажденного пара (Г= 125-н 140°С) был подан пар с температурой 400 °С. В разультате тем­ пература баббитовой заливки вкладыша и масла на сли­ ве из подшипника повысилась всего на 0,5 °С.

Отдача тепла в окружающую среду у подшипников турбоагрегатов незначительна. Объясняется это тем, что вкладыши подшипников турбин, как правило, имеют

30

контакты с корпусами только через установочные подуш­ ки (см. рис. 4), поверхность которых мала. К. тому же установка уплотнений в местах выхода вала из корпуса препятствует вентиляции последнего. Поэтому передача тепла от вкладыша к корпусу и далее в окружающую среду может идти только через заполняющий картер воздух. Такая передача тепла не учитывается из-за не­ значительной разницы температур между поверхностями вкладыша и корпуса. Следовательно, для подшипников турбин, работающих в установившемся режиме, в расче­ тах теплоотдачу в окружающую среду можно исклю­ чить. При этом допущении уравнение теплового баланса подшипника можно записать в следующем виде:

Qfl+QB=Qg,

т.е. все выделенное в результате трения и перешедшее от пара тепло передается маслу, прошедшему через смазоч­ ный слой, которое полностью удаляется из подшипника. В действительности же из рабочей части подшипника наружу удаляются только торцевые протечки (qi—qo), а остальное масло, выходя через минимальное сечение клина, остается во вкладыше. С целью удаления этого масла у некоторых типов подшипников одно время при­ менялись прижимаемые пружинами к валу скребки. В дальнейшем от такого решения отказались из-за ус­ ложнения конструкции подшипника, существенно сни­ зившего его надежность.

Чтобы уменьшить влияние отработавшего масла на тепловой режим подшипника, подача свежего масла должна быть большей, чем требуется для несущего слоя. У подшипников с 0=120° q0 составляет около 50% на­ чального количества масла. Нагрев масла ,в смазочном слое обычно не превышает 10 °С. С целью уменьшения до допустимого предела влияния горячего отработавшего масла на температуру масла, поступающего в смазочный слой, требуется дополнительная подача масла в количе­ стве, примерно равном qi. Подвод масла в подшипник производится в нерабочую область. Возможны три вари­ анта подвода: в разъем к началу несущего слоя, в разъ­ ем со стороны выходной границы несущего слоя и с обе­ их сторон одновременно.

Обычно подача смазки в подшипники производится со стороны выходной границы смазочного слоя. Выбор этого места обусловлен наличием зоны пониженных давлений в диффузорной части зазора. Поступившее свежее масло, смешиваясь с оставшимся, направляется

31

по кольцевом выточке в верхнем половине вкладыша к месту начала

в несущий слой, практически не зависит от давления в его входном сечении, то все лишнее масло вытечет к торцам верхней половины подшипника.

Подача смазки со стороны начала несущего слоя нерациональна по -следующим причинам. Отработавшее масло, оставаясь на поверх­ ности шипа, будет подходить к месту подачи свежей смазки. Оно не может заполнить весь верхний зазор и в него будет подсасываться воздух, который ухудшит режим работы подшипника. Турбинное масло к тому же обладает значительной липкостью и малым коэф­ фициентом теплопроводности, поэтому отмывание отработавшего масла и его охлаждение на коротком участке смешения поступив­ шим свежим маслом будут протекать неудовлетворительно. Это ухудшит тепловой режим работы подшипника. Чтобы заполнить весь верхний зазор подшипника -свежим ма-слом при подаче к началу несущего слоя необходимо преодолеть противодействие вращающе­ гося шипа. Огмызание -пленки отработавшего масла, охлаждение де­ талей подшипника при движении ма-сла по зазору противотоком будут значительно интенсивнее, чем при параллельном течении. Од­ нако повышение давления подачи, а также вызванное этим увели­ чение торцевых утечек масла из верхней половины подшипника сво­ дят на нет достигнутые преимущества из-за значительно возросшего расхода энергии на маслоснабжение.

При одновременном подводе масла к обеим сторонам вкладыша (если не применять -специальные устройства для удаления масла, прошедшего через верхнюю половину) масло будет поступать в под­ шипник по пути с меньшим сопротивлением, т. е. со стороны выход­ ной границы смазочного слоя, где давление ниже. У противополож­ ной стороны вкладыша благодаря нагнетательному действию шипа давление масла в зазоре будет значительно выше давления подачи, и не исключено, что часть масла будет поступать обратно в ма­ гистраль.

Проходя ло зазору верхней половины вкладыша, масло нагре­ вается вследствие вязкостного трения. Коэффициент трения в не­ рабочей половине вкладыша можно определить по полуэмпи-рнческой формуле -Шибеля |[Л. 14]

где Р— нагрузка подшипника.

Для удобства использования данной формулы в расчете коэф­ фициент жидкостного трения в верхней половине подшипника услов­ но выражен через нагрузку. Работа трения в верхней половине под­ шипника равна

,Pf'u

Лад = Too- ’ кгс’м!сек•

Количество тепла, в которое преобразуется эта работа,

О — Жв> уад —■427

38

Условно примем, что нагрев масла в верхней половине подшип­ ника будет только у дополнительного количества масла и что он равен нагреву масла в несущем слое At. Тогда дополнительное ко­ личество масла будет равно

_ Q/?(n)

*7в.тт fCAt

Таким образом, для обеспечения расчетного режима работы по принятой величину средней температуры смазочного слоя подача свежего масла с температурой б должна быть равна

q^2qi +qB.u.

Как уже отмечалась, для подшипников турбины, расположен­ ных со стороны впуска пара (свежего и из промперегрева), поток тепла по валу равен 10—20% тепла работы трения в смазочном слое. Для отвода этого тепла подачу масла в указанные подшип­ ники следует увеличить на 10—20% величины среднего расхода qm. Регулирование подачи масла в подшипники на практике осуще­ ствляется с помощью ограничительных шайб, устанавливаемых перед подшипниками.

Расчет подшипников для режима выбега обычно не производят. Как видно из представленных формул, выделение тепла и потреб­ ность в смазке у подшипников во время выбега снижаются почти пропорционально снижению скорости вращения. При нормальной

уменьшается не так интенсивно, как требуемое количество смазки, относительный избыток ее непрерывно растет' и режим работы об­ легчается. Вопрос же о минимальной скорости вращения, при кото­ рой прекращается действие несущего слоя, решается на основании допустимой минимальной толщины смазочного слоя. При снижении скорости, вращения величина относительного эксцентриситета увели­ чивается, а минимальная толщина смазочного слоя согласно формуле

ho= 2 (1—X) уменьшается. По достижении предельного для данного

типа подшипника значения h0прекратится режим чисто жидкостной смазки. У подшипников современных турбоагрегатов такой режим наступает при частоте вращения 20—30 об/мин.

8. НЕСТАЦИОНАРНЫЙ РЕЖИМ РАБОТЫ ПОДШИПНИКОВ ПРИ ВЫБЕГЕ РОТОРА В УСЛОВИЯХ РЕЗКО ОГРАНИЧЕННОЙ ПОДАЧИ СМАЗКИ

Для обеспечения надежной работы опорного подшип­ ника в условиях резко ограниченной подачи смазки сам способ подачи масла и метод определения его количест­ ва существенно изменяются [Л. 8 ]. Обязательным остает­ ся только требование, чтобы и в аварийных условиях обеспечить в подшипнике полное разделение поверхнос­ тей трения слоем смазки. Если расчет аварийного масло-