Совершенствование конструкций подшипников скольжения мощных паровых турбин ОАО ЛМЗ
Лисянский А. С., èíæ., Егоров Н. П., êàíä. òåõí. íàóê, Шкляров М. И., èíæ., Назаров В. В., Языков А. Е., Ковалев И. А., кандидаты техн. наук
ОАО “Ленинградский металлических завод” (ЛМЗ) – УралВТИ – ОАО “Научно-производственное объединение по исследованию и проектированию энергетического оборудования им. И. И. Ползунова” (“НПО ЦКТИ”)
В связи с проектированием и созданием новых |
трение и расхода масла, а также к росту темпера- |
|||
туры рабочей поверхности вкладышей. |
|
|||
паровых турбин мощностью 1000 – 1500 МВт для |
|
|||
Так, например, в начале эксплуатации крупных |
||||
АЭС все большее значение в настоящее время |
||||
паровых турбин мощностью 800 – 1200 МВт для |
||||
приобретает экспериментальная отработка конст- |
||||
ТЭС и АЭС суммарные потери мощности на тре- |
||||
рукций крупногабаритных опорных и опорно- |
||||
ние в опорных подшипниках достигали 0,3 – 0,5% |
||||
упорных подшипников скольжения с целью повы- |
||||
номинальной мощности агрегатов |
(4000 – |
|||
шения их экономичности и надежности. Основны- |
||||
5000 кВт), суммарный расход масла |
– 400 – |
|||
ми задачами при этом являются снижение потерь |
||||
500 ì3 ч, а температура баббита их рабочей повер- |
||||
мощности на трение и расхода масла, улучшение |
хности – 90 – 96°С. При этом существенно увели- |
|||
теплового режима работы, увеличение несущей |
||||
чились потребляемые мощности энергооборудова- |
||||
способности и ресурса работы особенно при по- |
||||
ния системы смазки что, в конечном счете, ухуд- |
||||
вышенных удельных нагрузках. |
||||
шило технико-экономические показатели энерго- |
||||
Известно, что основной частью механических |
||||
блоков (повышение затрат электроэнергии на соб- |
||||
потерь турбомашин являются потери мощности на |
||||
ственные нужды и удельного расхода топлива). |
||||
трение в подшипниках скольжения. С повышени- |
||||
В результате проведенных исследований [1 – 6] |
||||
ем единичных мощностей турбоагрегатов увели- |
||||
было установлено, что большинство традицион- |
||||
чились размеры проточной части, диаметры шеек |
||||
ных конструкций опорных подшипников втулоч- |
||||
и массы роторов, статические и динамические на- |
||||
ного типа диаметром 450 – 620 мм для паровых |
||||
грузки на опоры и, как следствие, – размеры под- |
||||
турбин с частотой вращения вала 50 с |
– 1 |
èç-çà ïî- |
||
|
||||
|
|
|||
шипников. Увеличение диаметров подшипников и |
явления в них турбулентного течения смазки обла- |
|||
масляных зазоров при одновременном повышении |
дают повышенными потерями мощности на тре- |
|||
удельных нагрузок до 2,0 МПа и более привело к |
ние, температурным уровнем рабочей поверхно- |
|||
появлению и развитию турбулентного течения |
сти и расходом масла, что оказало заметное влия- |
|||
смазки в подшипниках и соответственно к значи- |
ние на экономичность и надежность турбоагрега- |
|||
тельному увеличению в них потерь мощности на |
тов при эксплуатации (таблица). |
|
|
|
) 3 4 # 4 5 4 '
5 4 1
Турбоагрегат, |
Номинальная |
Число под- |
Суммарные потери |
Суммарный расход |
Максимальная тем- |
Соотношение |
||||||
мощность |
шипников, |
мощности на тре- |
масла в подшипни- |
пература баббита в |
||||||||
станция |
N Nò, % |
|||||||||||
Nò, êÂò |
øò. |
íèå N, êÂò |
êàõ Q, ì3 ÷ |
подшипниках, °С |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
К-200-130, Череповец- |
200 000 |
6 |
900 500 |
120 65 |
|
|
70 80 |
|
0,45 0,25 |
|||
êàÿ ÃÐÝÑ |
67 |
70 |
||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
К-300-240, Костромская |
300 000 |
6 |
1000 550 |
150 80 |
|
|
70 85 |
|
0,33 0,184 |
|||
ÃÐÝÑ |
66 |
72 |
||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
К-800-240, Пермская |
800 000 |
10 |
2250 1400 |
280 175 |
|
|
90 96 |
|
0,28 0,175 |
|||
ÃÐÝÑ |
70 |
76 |
||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
К-1200-240, Костром- |
1 200 000 |
10 |
4800 2350 |
380 290 |
|
90 100 |
0,4 0,19 |
|||||
ñêàÿ ÃÐÝÑ |
|
72 |
78 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
К-1000-60 3000, Хмель- |
1 000 000 |
10 |
5000 2000 |
430 280 |
|
|
90 98 |
0,5 0,2 |
||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
ницкая АЭС |
75 |
80 |
||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
П р и м е ч а н и е . Числитель – данные для подшипников традиционной конструкции, знаменатель – модернизированной конструкции.
2004, ¹ 9 |
15 |
Ведущими зарубежными турбостроительными фирмами также постоянно проводились и проводятся экспериментальные исследования по отработке конструкции крупногабаритных подшипников скольжения турбомашин на специально созданных с этой целью натурных стендах [7].
Наибольшее распространение в турбоагрегатах получили подшипники втулочного типа. В исходной (традиционной) конструкции таких подшипников подвод масла осуществляетcя через выборку в верхней половине вкладыша (маслоперепускную канавку).
Âрезультате специальных экспериментальных исследований [1 – 2] в данной конструкции крупногабаритного опорного подшипника диаметром 600 мм были обнаружены следующие гидродинамические явления:
по окружности с увеличением частоты вращения вала до номинального значения 50 с – 1 на входе в маслоперепускную канавку развивается разрежение, а на ее выходе в результате нагнетания валом смазки давление превышает давление масла на входе в подшипник, вследствие этого в зоне выхода из канавки сочетание повышенного давления
ñбольшими масляными зазорами вызывает интенсивные торцовые протечки масла, существенно увеличивающие расход смазки через подшипник;
на выходе из несущего слоя в нижней половине вкладыша происходит разрыв масляного слоя и развивается вакуум, что приводит к повышению температуры в этой области, кроме того, подвод масла в подшипник осуществляется в вакуум, вследствие чего свежее масло насыщается воздухом, подсасываемым в подшипник из его торцов;
маслоперепускная канавка значительно повышает потери мощности на трение в связи с возникновением турбулентного течения смазки в ней.
Таким образом, конструктивное решение, направленное на улучшение теплового режима работы подшипников небольших размеров, в случае крупногабаритных с высокими окружными скоростями оказалось неэффективным.
Вследствие этого на ЛМЗ и в ЦКТИ были разработаны опытные конструкции подшипников диаметром 450 – 600 мм и проведены их экспериментальные исследования. Подвод смазки в этих подшипниках был осуществлен со стороны нача- льной области образования гидродинамического клина в нижней половине вкладыша, что позволило качественно и количественно определить эффективность такой организации подвода смазки и его влияние на основные характеристики подшипников.
Âдальнейшем на основании результатов стендовых и станционных испытаний [2] ЛМЗ была разработана модернизированная конструкция опорного подшипника втулочного типа, внедрение которой позволило улучшить тепловой режим работы, существенно снизить потери мощности на трение и расход масла, а также повысить ресурс
работы путем уменьшения износа и трения в режимах пуска и останова турбоагрегатов.
Разработанная модернизированная конструкция опорного подшипника втулочного типа отли- чается от традиционной конструкции следующими изменениями ее элементов [3]:
подвод масла осуществлен непосредственно в начало образования гидродинамического клина под углом к горизонтальной плоскости по направлению вращения вала;
на выходе из несущего слоя в нижней половине выполнен эффективный дополнительный отвод горячего отработанного масла;
улучшена равномерность распределения нагрузки на рабочей поверхности;
выбрано оптимальное соотношение геометри- ческих параметров расточки рабочей поверхности; конструктивно изменена рабочая поверхность нижней половины подшипника путем нанесения новых или модифицированных антифрикционных материалов и создания направленного микрорельефа. На многих турбоагрегатах различной мощности при внедрении указанной модернизированной конструкции опорных подшипников достигались
следующие результаты [2]:
уменьшение температуры баббита на 10 – 20°С;
снижение потерь мощности на трение и расхода масла на 40 – 50%;
повышение несущей способности и ресурса работы на 25 – 35%;
повышение вибрационной надежности работы. Такая модернизация опорных подшипников была успешно осуществлена ЛМЗ совместно с ЦКТИ на трех турбинах: К-200-130 Череповецкой ГРЭС; на 18 турбинах К-300-240 Литовской, Лукомльской и Костромской ГРЭС; на трех турбинах К-800-240-5 Пермской ГРЭС; на одной турбине К-1200-240 Костромской ГРЭС; на трех турбинах К-1000-60 3000 Хмельницкой, Ровенской и Юж-
но-Украинской АЭС.
Внедрение модернизированной конструкции подшипников по сравнению с традиционной конструкцией (таблица) позволило снизить суммарные потери мощности на трение в указанных турбоагрегатах на 0,7 – 2,4 МВт в зависимости от их мощности, числа и диаметра подшипников.
Следует ожидать, что при осуществлении полного перечня мероприятий по усовершенствованию опорных подшипников, включающего в себя оптимизацию параметров маслоснабжения и геометрии расточки рабочей поверхности, организацию эффективного слива масла, а также специальные технологические мероприятия, можно дополнительно на 20 – 25% снизить суммарные потери мощности на трение и расход масла в подшипниках мощных турбоагрегатов при одновременном обеспечении их высокой несущей способности и надежности работы.
16 |
2004, ¹ 9 |
ЛМЗ совместно с ЦКТИ проведены натурные испытания перспективной конструкции опорного подшипника диаметром 750 мм с оптимально уменьшенной шириной расточки рабочей поверхности при удельных нагрузках 1,6 – 2,0 МПа и частоте вращения вала 50 с – 1. Испытаниями подтверждена экономичность и надежность работы подшипника (N = 390 420 êÂò, Q = 560 610 ë ìèí, Tmax = 84 88°C). Это дает основания для использования данной перспективной конструкции в крупных паровых турбинах мощностью до 1500 МВт.
Âзарубежном и отечественном турбостроении,
âтом числе и в турбинах ЛМЗ, широкое применение получили также опорные сегментные подшипники скольжения с индивидуальным подводом смазки к каждому сегменту, обладающие низкими потерями мощности на трение и расходом смазки, повышенной виброустойчивостью.
Как показывает практический опыт, применение сегментных подшипников наиболее эффективно (с точки зрения повышения виброустойчивости) в основном для роторов высокого давления, мощных паровых турбин на сверхкритические параметры пара, где удельные нагрузки в подшипниках составляют не более 1,0 МПа [4].
Согласно результатам ряда экспериментальных исследований и данным эксплуатации мощных паровых турбин, на электростанциях было установлено, что крупногабаритные тяжелонагруженные сегментные опорные подшипники обладают рядом конструктивных недостатков и не имеют преимуществ по сравнению с современной конструкцией подшипников втулочного типа [2, 4].
Известно, что конструкция подшипников, с точки зрения влияния на вибрацию турбоагрегатов, должна создавать по возможности большее демпфирование колебаний оборотной частоты и одновременно не являться источником самовозбуждающихся колебаний.
Как показывает практика турбостроения, у многих мощных турбоагрегатов одна из критиче- ских частот валопровода обычно близка к рабочей частоте вращения. В этом случае турбомашина работает в зоне, близкой к резонансной, где амплитуда колебаний существенно зависит от демпфирования. Многочисленные расчетные исследования показывают, что втулочные подшипники с эллиптической формой расточки для тяжелых роторов на резонансных колебаниях создают значительно большее демпфирование как горизонтальных, так и вертикальных вынужденных колебаний и имеют большую горизонтальную податливость по сравнению с другими конструкциями подшипников, например сегментных [4].
В этом случае показательно сравнение подшипников мощных паровых турбин К-500-240 на Экибастузской ГРЭС и К-500-65 3000 на ЛАЭС,
N, êÂò
350 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
N1 |
|
|
|
|
|
|
|
N2 |
|
|
|
|
t, °C |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
300 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,83 |
|
|
|
|
N2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
250 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
100 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
0,83 |
t2 |
|
0,83 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
90 |
||
200 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t2 |
|
|
0,56 |
|
t1 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
150 |
|
|
|
|
|
0,56 |
|
|
|
80 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
0,83 |
|
0,56 |
|
N1 |
|
0,56 |
||
100 |
|
|
|
|
|
|
|
70 |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
t1 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
60 |
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 n, c–1 |
|||
10 |
20 |
30 |
40 |
|
|
|||||||
+ 6 #
' '' 4 3
7 ,
$#$87 * %
N1, t1 – для масла ТП-22; N2, t2 – для масла ОМТИ; цифры над кривыми – отношение ширины расточки к диаметру
где используются в качестве опор РНД как сегментные с индивидуальным подводом масла к сегментам (турбины конструкции ХТГЗ), так и втулоч- ные подшипники с эллиптической расточкой диаметром 520 мм с подводом масла в начало образования гидродинамического клина (турбины конструкции ЛМЗ). Данные динамических расче- тов и вибрационного состояния показали, что уровень вибрации турбин с эллиптическими подшипниками в целом ниже, чем у турбин с сегментными подшипниками. Это также было подтверждено результатами специальных экспериментальных исследований ХТГЗ [2, 4].
Âсвязи с широким внедрением огнестойкого масла для повышения пожаробезопасности паровых турбин одновременно с исследованиями подшипников на минеральном турбинном масле ТП-22 ЛМЗ были проведены совместно с УралВТИ их стендовые и станционные испытания на огнестойких маслах ОМТИ и ОМТИ-2. Повышенные вязкость и плотность, более низкая теплоемкость огнестойких масел по сравнению с минеральным маслом оказывали заметное влияние на характеристики подшипников (ðèñ. 1).
Âрезультате проведенных исследований были своевременно разработаны и внедрены практиче- ские рекомендации по модернизации конструкций подшипников турбин мощностью 800 и 1000 МВт для ГРЭС и АЭС, работающих на масле ОМТИ. Кроме того, с учетом свойств масла ОМТИ были оптимизированы конкретные геометрические параметры и элементы систем гидростатического подъема вала и аварийного маслоснабжения подшипников (размеры и расположение гидростати- ческих карманов, дозирующих отверстий и устройств и т.д.) [5, 6].
Наряду с исследованиями опорных подшипников ЛМЗ совместно с ЦКТИ были проведены мно-
2004, ¹ 9 |
17 |
|
|
|
|
|
|
|
V, |
Q, ë/ìèí |
|
|
|
|
|
|
|
||
P, ÌÏà |
|
|
|
|
h, ìêì ë/ìèí |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
h1 |
|
|
P3 |
P2 |
|
|
0,20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
120 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
12 |
|
|
|
P1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
||
|
|
|
|
P5 |
|
|
0,15 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
10 |
|
|
|
|
110 |
55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
h3 |
|
|
|
|
P4 |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
8 |
|
|
|
|
100 |
50 |
0,10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6 |
|
|
|
|
|
90 |
45 |
0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h5 |
|
|
h4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
80 |
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
40 |
0 |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45 n, c–1 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
30 |
35 |
40 |
||
1,2 1,4 |
1,6 |
1,8 2,0 |
2,2 |
2,4 2,6 |
2,8 g, ÌÏà |
/ |
+ 6 # 4 1 , |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
& + 6 # 9 |
3 / , |
||||||||||||||||
$, #$# ,$4$% |
|||||||||||||||||
3 7 |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
# # , 1 1 : |
1, 2, 3 – соответственно неподвижные гребенчатые, винтока- |
||||||||||||||||
, 1$% |
|
|
|
|
|
|
навочные и подвижные сегментные уплотнения |
|
|||||||||
параметры гидроподъема с индексом 1, 2, 3 – исходный (пяти- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
камерный) вариант с центральным расположением; 4, 5 – ìî- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
дернизированный (шестикамерный) вариант с симметричным |
рукцию масляных уплотнений с подвижными сег- |
||||||||||||||||
расположением по торцам; индексы 1, 4 – варианты с увели- |
ментами, подпружиненными плоскими пружина- |
||||||||||||||||
ченной площадью камер; 2 – с оптимальной площадью камер; |
ми (аналогично конструкции паровых концевых |
||||||||||||||||
3, 5 – с уменьшенной площадью камер |
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
уплотнений). Испытания подвижных сегментных |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
уплотнений, установленных в опытном опорном |
|||||||||
гочисленные испытания различных конструкций |
подшипнике диаметром 300 мм, показали, что на |
||||||||||||||||
опорно-упорных подшипников для паровых тур- |
номинальном режиме работы при одинаковых |
||||||||||||||||
бин мощностью 300 – 1000 МВт. В результате |
масляных зазорах торцовые протечки масла через |
||||||||||||||||
проведенных исследований по отработке элемен- |
подвижные |
сегментные |
уплотнения |
(0,05 – |
|||||||||||||
тов конструкции и оптимизации параметров (на- |
0,08 л мин) заметно меньше по сравнению с тор- |
||||||||||||||||
пример, исполнения и выбора типа опирания, рас- |
цовыми протечками в традиционной конструкции |
||||||||||||||||
положения сегментов, рационального профилиро- |
неподвижных гребенчатых уплотнений и винтока- |
||||||||||||||||
вания их входной кромки, схемы охлаждения сег- |
навочными уплотнениями (ðèñ. 3). |
|
|
||||||||||||||
ментов и др.) были разработаны и внедрены на |
Кроме того, разработанная конструкция уплот- |
||||||||||||||||
ряде электростанций надежные и |
экономичные |
||||||||||||||||
нений позволяет вдвое уменьшить масляные зазо- |
|||||||||||||||||
конструкции опорно-упорных подшипников [1, 2]. |
|||||||||||||||||
ры и выполнить установку сегментных уплотне- |
|||||||||||||||||
Такая модернизация конструкции |
подшипников |
||||||||||||||||
ний с учетом величины всплытия вала на номина- |
|||||||||||||||||
была, например, выполнена в паровых турбинах |
|||||||||||||||||
льной |
частоте |
вращения |
(обеспечение |
концент- |
|||||||||||||
К-300-240 Костромской, |
Лукомльской и Лито- |
||||||||||||||||
ричности зазоров), а также практически исклю- |
|||||||||||||||||
вской электростанций, что позволило снизить на |
|||||||||||||||||
÷èòü |
повреждения |
уплотнений. |
Аналогичные |
||||||||||||||
30 – 40% потери мощности на трение и расход |
|||||||||||||||||
конструкции масляных уплотнений успешно при- |
|||||||||||||||||
масла, а также уменьшить максимальную темпера- |
|||||||||||||||||
меняют УТМЗ |
â |
подшипниках |
газотурбинных |
||||||||||||||
туру баббита рабочих колодок на 20 – 25°С. |
|
||||||||||||||||
|
установок |
мощностью 25 – 35 МВт с |
частотой |
||||||||||||||
С целью повышения надежности работы под- |
|||||||||||||||||
вращения вала 60 – 100 с – 1. |
|
|
|
||||||||||||||
шипников в режимах пуска и останова турбоагре- |
Для заливки баббитом подшипников при их из- |
||||||||||||||||
гатов ЛМЗ совместно с ЦКТИ и УралВТИ был вы- |
|||||||||||||||||
готовлении и ремонте широко применяются доста- |
|||||||||||||||||
полнен также широкий комплекс эксперименталь- |
|||||||||||||||||
точно трудоемкие статический и центробежный |
|||||||||||||||||
ных исследований различных вариантов |
систем |
||||||||||||||||
способы, имеющие перерасход баббита вследст- |
|||||||||||||||||
гидроподъема вала и аварийного маслоснабжения |
|||||||||||||||||
вие больших припусков на механическую обра- |
|||||||||||||||||
подшипников, в результате которых были разрабо- |
|||||||||||||||||
ботку и не всегда высокую прочность сцепления |
|||||||||||||||||
таны и внедрены их усовершенствованные схемы |
|||||||||||||||||
баббита с основой из-за отклонений от технологи- |
|||||||||||||||||
и конструкции для паровых турбин мощностью |
|||||||||||||||||
ческого процесса. |
|
|
|
|
|
||||||||||||
800 – 1200 ÌÂò (ðèñ. 2). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Из опыта эксплуатации турбомашин известно, |
В настоящее время при ремонте и изготовле- |
||||||||||||||||
что при пусках и остановах, в частности при про- |
нии различных деталей турбомашин все большее |
||||||||||||||||
хождении критических частот валопровода агрега- |
применение получает газотермическое напыление |
||||||||||||||||
тов, нередко происходят повреждения масляных |
рабочих поверхностей порошками антифрикцион- |
||||||||||||||||
уплотнений, приводящие к увеличению масляных |
ных и других сплавов. Сущность данного способа – |
||||||||||||||||
зазоров и протечек масла через уплотнения и соот- |
последовательное напыление расплавленных час- |
||||||||||||||||
ветственно |
ê |
снижению |
пожаробезопасности |
тиц порошков или проволок с большой скоростью |
|||||||||||||
энергоблоков. ЛМЗ и ЦКТИ разработали конст- |
в газовой среде на заранее подготовленную повер- |
||||||||||||||||
18 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2004, ¹ 9 |
||
хность |
ñ |
предварительным |
åå |
нагревом |
äî |
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
1,6 |
1,8 g, ÌÏà |
|||||
f, òð |
|
|
|
|
|
|
|
h, ìì |
|||||||||||
70 – 100°Ñ. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
По сравнению с традиционными способами, |
0,40 |
|
|
|
|
f1 |
|
|
0,7 |
|||||||||
газотермическое напыление баббита является до- |
h1 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
0,35 |
|
|
|
|
|
|
|
0,6 |
|||||||||||
статочно простым и позволяет снизить трение и |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
износ в подшипниках вследствие микропористо- |
0,30 |
|
|
|
|
|
|
|
0,5 |
||||||||||
сти рабочей поверхности, изменения структуры и |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
h2 |
|
|
f2 |
|
|
|||||||||||
упрочнения антифрикционного слоя. Кроме того, |
0,25 |
|
|
|
|
|
0,4 |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
при использовании добавочных компонентов, на- |
|
|
|
|
|
h3 |
|
|
|
||||||||||
пример дисульфида молибдена в порошке бабби- |
0,20 |
|
|
|
|
|
|
|
0,3 |
||||||||||
та, можно дополнительно уменьшить трение и из- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
нос в подшипниках (ðèñ. 4), что подтверждено их |
0,15 |
|
|
|
|
f3 |
|
|
0,2 |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
длительной опытной эксплуатацией в турбоагрега- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
0,10 |
|
|
|
|
|
|
|
0,1 |
|||||||||||
тах. Разработанные ЛМЗ с ВТИ и ЦКТИ способ и |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
технология газотермического напыления рабочей |
0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
18 t, ìèí |
||||||||||
поверхности подшипников при их ремонте, а так- |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
14 |
16 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
же других деталей турбин внедрены на ряде элект- |
2 |
+ 6 # 566 4 |
|||||||||||||||||
ростанций и ремонтных предприятий. |
|
3 1 / # |
|||||||||||||||||
|
Одной из важных задач создания новых паро- |
# ' #4 |
|||||||||||||||||
вых турбин ЛМЗ мощностью 1000 и 1500 МВт яв- |
3$% |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
ляется обеспечение надежности опорных подшип- |
индекс 1 – подшипники и образцы с литым баббитом; 2 – ñ íà- |
||||||||||||||||||
ников с повышенными удельными нагрузками. |
пыленным; 3 – с модифицированным |
|
|
|
|||||||||||||||
ЛМЗ совместно с УралВТИ и ЦКТИ были прове- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
дены обширные исследования различных вариан- |
ровых |
турбин, |
практически |
íå |
уступающими |
||||||||||||||
тов опытных опорных подшипников диаметром |
|||||||||||||||||||
основным |
характеристикам (потери |
на трение, |
|||||||||||||||||
600 мм с повышенными удельными нагрузками. |
|||||||||||||||||||
расход масла, температурный уровень) применяе- |
|||||||||||||||||||
На основании многовариантных испытаний была |
|||||||||||||||||||
мых современных конструкций подшипников па- |
|||||||||||||||||||
разработана |
усовершенствованная |
конструкция |
|||||||||||||||||
ровых турбин зарубежных фирм (АББ, Сименс, |
|||||||||||||||||||
опорного подшипника втулочного |
типа, которая |
||||||||||||||||||
Мицубиси, Дженерал Электрик и др.). |
|
||||||||||||||||||
отличается от предыдущих конструкций более эф- |
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
фективными схемой подвода масла в подшипник и |
Результаты |
испытаний усовершенствованной |
|||||||||||||||||
организацией дополнительного отвода масла в |
конструкции штатных |
подшипников |
диаметром |
||||||||||||||||
нижней и верхней половинах вкладыша. В новой |
620 мм при частотах вращения вала в диапазоне |
||||||||||||||||||
конструкции подшипника были отработаны также |
2 – 58 ñ – 1 и номинальной нагрузке на разгонно-ба- |
||||||||||||||||||
новые системы гидростатического подъема вала, |
лансировочном стенде при плановой балансировке |
||||||||||||||||||
что позволило значительно повысить их показате- |
роторов низкого давления паровых турбин типа |
||||||||||||||||||
ли, в том числе несущую способность подшипника |
К-1000-60 3000 и испытаний паровой турбины |
||||||||||||||||||
на всех возможных режимах работы турбоагрегата. |
К-1000-60 3000-3 для АЭС “Бушер” на сборочно- |
||||||||||||||||||
|
Траектория всплытия и расположение вала в |
испытательном стенде ЛМЗ при номинальной час- |
|||||||||||||||||
усовершенствованной конструкции опытного под- |
тоте вращения валопровода подтвердили их эконо- |
||||||||||||||||||
шипника диаметром 600 мм при удельных нагруз- |
мичность и надежность работы, а также перспек- |
||||||||||||||||||
êàõ |
1,8 – 2,0 ÌÏà |
è |
частотах |
вращения |
âàëà |
тивность их использования в паровых турбинах |
|||||||||||||
25 – 50 ñ – 1 |
заметно |
отличаются |
от траектории |
большой мощности. |
|
|
|
|
|
||||||||||
всплытия и расположения вала в подшипниках |
Выводы |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
других конструкций (всплытие вала – близкое к |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
вертикальному), что обусловлено внедрением ком- |
1. ЛМЗ накоплен положительный практиче- |
||||||||||||||||||
плекса новых конструктивных элементов и геомет- |
|||||||||||||||||||
рии расточки рабочей поверхности подшипника. |
ский опыт по совершенствованию конструкций |
||||||||||||||||||
|
На номинальной частоте вращения вала 50 с – 1 |
опорных и опорно-упорных подшипников сколь- |
|||||||||||||||||
при удельных нагрузках 2,8 – 3,0 МПа всплытие |
жения, их отработке и ремонту на основе экспери- |
||||||||||||||||||
вала в таком подшипнике в вертикальном направ- |
ментальных исследований и внедрения новых эле- |
||||||||||||||||||
лении |
составило |
0,28 – 0,3 ìì, |
à |
максимальная |
ментов конструкции, способа и технологии ремон- |
||||||||||||||
температура баббита – 85 – 88°С. При этом потери |
та подшипников турбин непосредственно на элек- |
||||||||||||||||||
мощности на трение в подшипнике в диапазоне |
тростанциях. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
значений относительной ширины рабочей поверх- |
2. |
Новая |
конструкция |
крупногабаритного |
|||||||||||||||
ности 0,56 – 0,83 составили 250 – 390 кВт, а рас- |
опорного подшипника скольжения для повышен- |
||||||||||||||||||
ход масла 360 – 480 л мин, что является достаточ- |
ных удельных нагрузок обладает за счет организа- |
||||||||||||||||||
но высокими показателями для тяжелонагружен- |
ции нового подвода смазки, дополнительного от- |
||||||||||||||||||
ных крупногабаритных подшипников мощных па- |
вода отработанной смазки, улучшенной геометрии |
||||||||||||||||||
2004, ¹ 9 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
19 |
|||