книги из ГПНТБ / Жаров, А. П. Предупреждение аварий подшипников паровых турбин

Зная необходимую температуру масла, поступающего в смазоч­ ный слой (ti=tm—At/2), а также приняв температуру масла в ре­

зервном объеме равной 1Р,можно из уравнения теплового баланса определить подачу масла из резервного объема:

^оР^^в.п-!- ^7i>pCp^p —QcQCiti.

Разница между qc и с/; показывает, какое количество масла вытечет в зазор из верхней части подшипника.

С целью определения влияния на работу подшипников при огра­ ниченной подаче смазки тепла, идущего от пара по валу, выполним следующий элементарный расчет. По известной формуле Фурье

ла вала.

Подставив в эту формулу значения величин, соответствующие турбинам К-300-240, получим QB= 1 ккал/сек. В нормальных усло­ виях эксплуатации для отвода этого тепла предусмотрена дополни­ тельная подача масла. Если в аварийных условиях это тепло также отводить маслом, то резервный объем потребуется увеличить допол­

повысится на 10 °С. Практически большого влияния на работу под­ шипника такое повышение температуры шейки оказывать не будет. Особенно важно то, что в наиболее напряженный момент работы, который имеет место первые 2—3 мин,дополнительный нагрев шейки будет мал — не более 2 °С.

Подобным образом выполняется расчет и для остальных отрез­

щееся в нестационарном тепловом состоянии, разбивается на ряд элементарных геометрических форм, в пределах которых закон из­ менения температуры может быть принят линейным. Для определе­ ния искомых температур составляются уравнения тепловых балан­ сов групп элементов. Последовательно решив уравнения для всех выделенных частей вкладыша и шейки и проведя гидродинамиче­ ский расчет подшипника, определяют величину необходимого ре­ зервного объема. С целью получения более точных расчетных дан­ ных необходимо детали подшипника разбивать на большее число элементов, а время — на короткие отрезки. Из-за громоздкости вы­ числительной работы подобные расчеты лучше проводить с помошьнэ вычислительных машин.

40

10. МЕТОД РАСЧЕТА РЕЗЕРВНЫХ ОБЪЕМОВ ДЛЯ ОПОРНЫХ подш ипников

Для практического применения предлагается упро­ щенный метод определения необходимой величины ре­ зервного объема. Рассмотрим процесс выбега роторов с точки зрения изменения расчетных характеристик под­ шипников. В этом отношении наиболее показательной характеристикой подшипника является коэффициент нагруженности, который характеризует равнодейст­ вующую вертикальных составляющих давления масла на шейку вала. От величины этого коэффициента зави­ сит положение шипа в расточке вкладыша. У работаю­ щего подшипника нагруженность подшипника в неста­ ционарном режиме зависит от скорости вращения вала и температуры смазочного слоя. Последняя для обеспе­ чения надежной работы подшипника в широких преде­ лах не изменяется. Следовательно, для выбега главным фактором, определяющим режим работы подшипника, будет скорость вращения, по мере снижения которой коэффициент нагруженности будет непрерывно увеличи­ ваться. По зависимости коэффициента нагруженности от относительного эксцентриситета следует, что увеличение

лах изменений % зависимость Ф»=/(х) характеризует в безразмерных величинах работу смазочного слоя во время выбега.

Рассмотрим теперь работу подшипника во время вы­ бега с точки зрения соотношений расчетных характери­ стик.

Трение в смазочном слое подшипника в любой мо­ мент времени зависит от отношения коэффициентов Фв/Фи, а количество масла, проходящего через сма­ зочный слой, определяется коэффициентом расхода Gm. Нагрев масла в смазочном слое подшипника определяет­ ся отношением выделенного тепла к количеству проходя­ щего через слой масла. Исключая конструктивные пара­ метры подшипника, можно принять, что нагрев масла At определяется отношением Ф8/(Фвб?т). Из расчетных ха­ рактеристик опорных подшипников, представленных в [Л. 12], видно, что для каждого угла охвата 0 и отно­ шения d/L в практических пределах % отношение Ф8/(Ф„От ) = const. Отсюда вытекает, что работа опорно­ го подшипника во время выбега может проходить при

41

постоянной величине нагрева масла в смазочном слое, а следовательно, и при (т= const.

Переход к ограниченной подаче смазки характерен увеличением Ф„ и %за счет более высокой средней тем­

невозможно полное разделение поверхностей трения сло­ ем смазки. Это условие .вступает в силу при снижении окружной скорости поверхностей шеек роторов прибли­ зительно до 1 м/сек. По теоретическим и эксперимен­ тальным данным вращение на масляной пленке роторов современных турбоагрегатов продолжается до угловой скорости 25—30 об/мин.

Найденному по формуле hxp = ^-( 1—укр) значению укр

из зависимости Ф„ = / (у) соответствует предельная вели­ чина ФВ(КР).

Построив по табличным данным [Л. 12] в уста­ новленных пределах у0—укр зависимость Ф«='[(у), опре­ делим средние интегральные значения относительного эксцентриситета уср и коэффициента нагруженности

42

•Ф»(ср) (рис. 7):

хкР

(/.кр Хо) Фг>(ср) (х.ср) — J Ф« d(у).

Хо

Выраженная таким образом работа смазочного слоя не учитывает времени выбега и характера кривой выбе­ га. Но если совместно проанализировать кривую выбега роторов турбоагрегата при сорванном вакууме и графи­ ческую зависимость Q>v=f(x), то легко обнаружить у них следующие сходные свойства. В начале выбега угловая скорость всегда снижается значительно интен­ сивнее, чем в конце. Это соответственно влияет на увели­ чение коэффициента нагруженностн подшипника. Кри­ вая, выражающая зависимость Фv =f(%), при малых значениях % более полога, чем при больших. Следова­ тельно, в начальной стадии выбега резкое снижение угловой скорости будет вызывать и резкое увеличение относительного эксцентриситета, а в конечной стадии выбега будет наблюдаться обратная картина. Можно условно считать, что принятый для выбега интервал из­ менений %от хо До Хкр соответствует неравномерной шка­ ле времени выбега.

Найденным значениям Ф-^ср) и хор из зависимостей

Ф«=/(х); G* = f(x); Gm=f(%)\ Go= f(x) и выражения Ф»(ср)= 7,Ф2/(«ср L pm) соответствуют средние для вы­ бега значения коэффициента сопротивления вращению

Ф.,(Ср), коэффициентов расхода смазки на .входе G^c.Р), среднего расхода Ст(Ср),расхода на выходе G0(Cp) и ок­ ружной скорости Пор-

Как было условлено, при ограниченной подаче смазки на протяжении всего выбега температура масла остается постоянной (fm=const), если во входное сечение несуще­ го слоя подавать масло в строго определенном количест­ ве и с определенной температурой. Чем более высоким принят уровень tm, тем меньше должна быть подача масла из резервного объема за счет большего использо­ вания отработавшего масла. Количество подаваемой смазки, выраженное через соответствующий коэффици­ ент расхода Gp, должно удовлетворять как уравнению расхода смазки через подшипник, так и уравнению тепло­ вого баланса смешиваемых количеств масла:

Gp(Cp)+ Go(cp)>iG,(Cp);

Gp(cp/pCp+ Go(cp)^oCo= l (Gp(0p) + Go(cp))^Ci,

43

где t0— температура отработавшего масла; —темпе­ ратура масла во входном сечении несущего слоя, необхо­ димая для принятого режима (ti — tm—At/2); tp—темпе­ ратура масла в резервном объеме (для резервных объемов, заполняемых свежим маслом, гср~40 оС, а при заполнении через подшипники /р=45-н50°С).

Из двух последних уравнений следует:

Искомая величина резервного объема без учета отда­ чи тепла в металл определится по формуле

v _Ор(сругорг1 фтл

Гооб ’ Л’

где тв — действительное время выбега, сек. Продолжительность выбега для принятых условий

смазки определяется следующим образом. Найденному выше Ф„(КР) для принятого значения tm соответствует предельная окружная скорость поверхности шейки, при которой прекращается полное разделение поверхностей трения слоем смазки. По кривой выбега для нормальных условий смазки величине пкр будет соответствовать иско­ мое значение времени выбега тв. В табл. 1 приведены

Т а б л и ц а 1

результаты расчета резервных объемов подшипников турбины К-500-65/1500, выполненного для разных значе­ ний средней температуры смазочного слоя во время вы­ бега. Расчет выполнен по примерной кривой выбега для турбины К-300-240 со срывом вакуума.

Температура смазочного слоя у подшипника при ог-. раниченной подаче смазки выше, чем у подшипника, работавшего © эксплуатационном режиме, перед аварий­

44

ной ситуацией. Поэтому часть тепла от масла будет пе­ реходить в металл вкладыша и шейки вала. Следова­ тельно, к моменту смешения с поступающим маслом температура остающегося на поверхности шейки масла будет несколько ниже, чем величина, принятая в расче­ те. За счет этого подачу масла из резервного объема можно уменьшить, соблюдая по-прежнему условие

GP + G0^>G,-.

Для определения количества тепла, отданного за вре­ мя выбега смазочным слоем вкладышу (<2 вкл), необхо­ димо определить среднее значение коэффициента тепло­ отдачи от смазочного слоя к поверхности вкладыша. Методы определения асР и QBKn приведены выше. Вкла­

Метод подсчета тепла, отдаваемого маслом шейке вала, также приведен выше. В силу того что термическое сопротивление масляной пленки толщиной /г0(ср) и слоя металла до среднего диаметра шейки приблизительно одинаковы: /г0(ср)1ЪМ~ (г—гср)Д 0т, все тепло, переходя­ щее от масла, будет поглощаться металлом. С учетом тепла, отводимого в металл, величина резервного объема определяется по формуле

Подсчеты показывают, что в пределах уровня сред­ ней температуры смазочного слоя, приемлемого для вы­ бега в условиях ограниченной подачи смазки, в металл вкладыша и шейки вала может перейти от 20 до 40%; выделенного тепла трения, что позволит соответственно сократить расчетную величину резервных объемов масла.

11. МЕТОД РАСЧЕТА РЕЗЕРВНЫХ ОБЪЕМОВ ДЛЯ УПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ

а] Расчет упорных подшипников в установившемся режиме

Упорный подшипник паровой турбины воспринимает осевое усилие, действующее на ротор от проходящего через проточную часть пара. Принцип действия упорного

45

подшипника основан на гидродинамической теории смазки. Клиновидная форма зазора между упорным диском и колодками обеспечивается за счет некоторого поворота последних относительно их точек пли линий опор. Это свойство подвижных упорных колодок позво­ ляет подшипнику автоматически «приспосабливаться» к разным условиям работы. В отличие от опорного упор­ ный подшипник турбины не имеет постоянной нагрузки. Его нагружение зависит от режима работы агрегата, конструкции и состояния его проточной части. У турбо­ агрегатов без промежуточного перегрева пара выбег ро­ торов происходит при отсутствии значительного осевого усилия на упорный подшипник. Турбины такого типа имеют на валу ГМН, который полностью обеспечивает маслоснабжение всех подшипников во время выбега.

Современные паровые турбины конструктивно выпол­ няются таким образом, что пар в ЦВД и ЦСД движется в разные стороны. Благодаря этому при жестком соеди­ нении роторов высокого и среднего давлений и симмет­ ричном двухпоточном ЦНД упорный подшипник вос­ принимает результирующее осевое усилие. Обычно проточная часть рассчитывается и проектируется таким образом, чтобы при номинальном режиме осевое усилие имело небольшую величину и было направлено в сторо­ ну генератора. Во время динамических процессов, а так­ же при срабатывании защиты из-за наличия разницы во времени закрытия клапанов и большого объема пара

в■промперепревателе может произойти значительное, хотя

икратковременное, увеличение усилия на упорный под­

шипник. По данным испытаний турбоагрегата К-300-240 [Л. 19] при сбросе нагрузки осевое усилие на упорный подшипник неоднократно изменяется не только по вели­ чине, но и по направлению.

Причины изменений осевого усилия можно объяснить следующим. При остановке работающего под нагрузкой агрегата процесс расширения пара в ЦСД происходит быстрее, чем в ЦВД, из-за сообщения последнего с промперегревом. По этой причине осевое усилие на ротор среднего давления за 1,5 сек снижается до нуля, а у ро­ тора высокого давления этот процесс происходит значи­ тельно медленнее и суммарное осевое усилие резко пере­ ходит на другую сторону упорного подшипника. По­ скольку существует разность диаметров концевых уплотнений по обе стороны цилиндра, при последующем

46

выравнивании давления пара осевая нагрузка на ротор высокого давления возрастет, причем она будет на­ правлена в сторону генератора. Усилие, расчетная вели­ чина которого около 1 2 тыс. кгс, будет действовать, пока не опорожнятся ЦВД и промперегреватель. Время опо­ рожнения зависит от схемы байпасирования. Для одно­ байпасной схемы усилие уменьшается до нуля за 40 сек. Для двухбайпасной схемы полной разгрузки упорного подшипника не происходит и усилие будет действовать, пока пар полностью не выйдет из промперегрева или бу­ дет закрыта задвижка на холодной нитке. По этой причи­ не возможен выбег при нагруженном упорном подшип­ нике; В упорных подшипниках, как и во всех подшипни­ ках жидкостного трения, процесс выделения тепла проис­ ходит в смазочном слое и для обеспечения надежной работы необходимо соблюдение баланса между количе­ ствами выделенного и отведенного тепла.

Рассмотрим методы расчета упорного подшипника для эксплуатационного режима, а также для выбега с целью определения необходимого резервного объема масла. Нагрузку, действующую на упорный подшипник, можно условно принять постоянной по величине и знаку. Данное допущение можно объяснить тем, что основные динамические процессы с осевым усилием более скоро­

метры: D — внешний диаметр колодки; do— внутренний диаметр колодки; d — средний диаметр колодки; b — ши­ рина колодки; Fm■— поверхность колодки; 6 /го — отноше­ ние ширины колодки к внутреннему радиусу; Z — число колодок; 0 '— центральный угол охвата колодки; I — тол­ щина упорного диска.

Предварительно следует задаться средней температу­ рой масла в смазочном слое tm. Используя приведенные в [Л. 12] формулы и табличные данные расчетных коэф­ фициентов (см. табл. П.З—П.9), можно для любого зна­ чения угловой скорости определить все характеристики рассчитываемого подшипника. Нагрев масла в рабочем слое определяется по формуле

47

где pm = PIZFm—удельное давление на поверхность ко­ лодки.

Так как в приведенную формулу не входят угловая скорость и расход смазки, то для выбега при любом ко­ личестве подаваемой смазки Д/ = const.

Наряду с нагревом масла в рабочем слое происходит его нагрев также от дискового трения, величину которо­ го для случая, когда весь упорный диск находится в мас­ ле, можно подсчитать по полуэмпирической формуле, приведенной в [Л. 20]:

Мд.т= 0,103-10-6со3р£>4 (D + 5/), кет,

где D — диаметр упорного диска, м.

С целью уменьшения дискового трения цилиндри­ ческую часть диска окружают дренажной камерой с Гре­ бешковыми уплотнениями или другими специальными устройствами. В этом случае из приведенной выше фор­ мулы можно исключить толщину диска I и тогда получим:

А^д.т = 0,103- 10 ~6со3р/>\ кет.

Когда упорный подшипник выполнен в комбинации с опорным и его упорная часть размещена по обе сторо­ ны опорной, цилиндрическая часть диска не находится в одной масляной ванне с колодками и поэтому количе­ ство тепла от трения о масло можно в тепловом балансе подшипника не учитывать. Кроме того, у работающей стороны такого упорного подшипника при подсчете ди­ скового трения следует учитывать только одну сторону диска. В связи с этим приведенная выше формула при­ мет .вид

Мд,т= 0,0515 • 10- 6(о3р/)5, кет.

Принимая, что нагрев масла во внутренней полости подшипника от дискового трения будет равен нагреву масла в рабочем слое At, потребное количество масла для отвода этого тепла можно определить но формуле

Полный расчетный расход масла через упорный под­ шипник будет равен q=Zqm + qn.T. Для соблюдения при­ нятой средней температуры смазочного слоя tm необхо­ димо к входной кромке каждой упорной колодки подавать масло в количестве qi = Gih0a>r20 с температурой t{— tm—At/2. Минимальная толщина смазочного слоя h0

48

определяется по формуле

Значения расчетных коэффициентов G* и k2 приведе­ ны в табл. П.З— П.9 приложений.

Часть поступившего в смазочный слой масла выте­ кает с боков колодки, а оставшаяся часть —через вы­ ходное сечение. Определенное количество масла может оставаться на торцевой поверхности диска и таким обра­ зом поступать к следующей колодке. Упорный диск и ко­ лодки обычно находятся в заполненной маслом вутренней полости вкладыша. Отработавшее масло, также находящееся в этой полости, может нагреваться от тре­ ния диска. С целью исключения влияния более горячего отработавшего масла подача свежего масла производит­ ся непосредственно к входной кромке каждой колодки. Слив основного количества масла, подаваемого в упор­ ный подшипник, происходит через окна верхней половины вкладыша. В установившемся режиме работы для упор­ ного подшипника паровой турбины приток тепла по валу и отдачу тепла в окружающую среду можно не учиты­ вать. Причины те же, что и для опорных подшипников, а, кроме того, упорный подшипник, как правило, стоит за опорным, который полностью исключает влияние теп­ лового потока по валу.

б) Расчет резервного объема для упорного подшипника

Количество масла, достаточное для обеспечения на период выбега работы нагруженного упорного подшип­ ника с допустимой температурой в несущем слое, можно Определить следующим образом.

Смазка колодок упорного подшипника будет надеж­ ной, если внутренняя полость работающей стороны за­ полнена маслом. Подаваемое в подшипник масло при смешении с имеющимся в полости отработавшим мас­ лом должно обеспечивать необходимую температуру поступающего в несущий слой масла. Согласно формуле At— Pm/kipc нагрев масла в несущем слое упорного под­ шипника не зависит от количества подаваемой смазки и угловой скорости вращения ротора. Поэтому средняя температура смазочного слоя при соответствующей по­ даче масла будет в течение всего выбега оставаться на одном уровне.