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

Для рассмотрения работы упорного подшипника при ограниченной подаче смазки сравним тепловые балансы при разных расходах масла через подшипник. При этом зададимся приемлемой величиной t'm для режима огра­ ниченной подачи смазки. Работа трения в несущем слое упорного подшипника для эксплуатационного, режима подсчитывается из равенства

AK = k3Fmn y FmnppcM,

где k3— расчетный коэффициент (см. табл. П.4— П.9 приложений).

При уменьшенной подаче смазки в формулу для А'п необходимо подставить соответствующие этому режиму значения величия р/, р', с':

A'R^=kzFmn .yF mn^^c'M .

При соблюдении баланса между количествами тепла, выделяемого и отводимого, необходимые средние расхо­ ды масла для сравниваемых режимов определятся из уравнений

Далее применим следующий прием — разделим урав­ нение A'r на Ar и q'm на qm. Получим:

Зависимость теплоемкости турбинного масла от тем­ пературы определяется по формуле с= 0,415+ 0,0011/.

масла для выбранного интервала температур изменяется всего на 4%- Коэффициент динамической вязкости тур­ бинного масла для этого же интервала температур изме­ няется в пределах 0,26 -10—6—0,05 -10~6 кгс-сек/см2,т. е.

в 5,2 раза. Поэтому без существенной ошибки темпера­ турными изменениями теплоемкости и плотности масла можно пренебречь.

50

Температурную зависимость вязкости масла можно выразить в виде [Л. 21]

А

Для турбинного масла «22» в интервале температур

50—100 °С значения А и п следующие: Л-10-4=0,0372;

п= 1,9б. Выразим отношение коэффициентов вязкости для разных температур степенной зависимостью самих температур:

Подставив это отношение, получим:

Таким образом, отношение средних расходов смазки для сравниваемых режимов обратно пропорционально отношению средних температур смазочного слоя. С уче­ том дискового трения, величина которого не зависит от температуры масла в полости подшипника, работа тре­ ния в подшипнике и потребное количество масла соот­ ветственно определяются как

А '=A'r -\-Ад.т;

q'—Дq'm~\~qд.т-

Подобным образом можно определить необходимую подачу масла q' для любого значения угловой скорости во время выбега и построить кривую изменения q' в про­ цессе выбега. Имея эту кривую, нетрудно найти необхо­ димый резервный объем масла:

V = у q’dz.

о

Так как существует несколько типов упорных под­ шипников (рис. 8 и 9), то при определении резервного объема необходимо учитывать особенности конструкции данного подшипника. Главным образом следует учесть отличия в выполнениях слива масла из вкладыша и уп­ лотнений вокруг вала и диска. Для каждой конкретной конструкции требуется определить, какое количество

масла может вытекать при безнапорном режиме из внут­ ренней полости вкладыша.

Уплотнения в упорных подшипниках выполняются вокруг ци­ линдрических поверхностей упорного диска и вала. Для первого слу­ чая с помощью уплотнений вокруг цилиндрической части диска со­ здается дренажная камера, которая позволяет частично исключить трение о масло этой части диска и тем самым существенно снизить потери мощности в упорном подшипнике. Уплотнения вокруг выходя­ щего из вкладыша вала обеспечивают некоторое сокращение рас­ хода масла через подшипник. Чаще всего масляные уплотнения при­ меняются двух типов: первый — в виде кольцевой щели между расточкой баббитовой заливки и цилиндрической частью диска или участка вала, второй — завальцованные в тело вкладыша гребешки.

Чтобы определить количество масла, необходимое для непре­ рывного заполнения полости упорного подшипника (или ее части), надо выполнить расчет утечек масла через уплотнения. Такой рас­ чет можно провести по следующей методике. Условно принимается, что вал и упорный диск располагаются концентрично относительно расточек уплотнений. Вращение диска и вала в плоскости, перпенди­ кулярной направлению течения масла через уплотнения, на режим течения не влияет. При заполненной полости вкладыша утечки мас­ ла через уплотнения происходят под действием постоянного среднего напора, равного радиусу внутренней полости вкладыша R. Расход масла через кольцевую щель определяется по формуле

<7уп= Р/щ V 2gH>

значениях числа Рейнольдса Re<500 имеет место ламинарный режим течения масла (Л. 22]. Значения критерия Рейнольдса в этом случае определяются по формуле

Коэффициент расхода через кольцевую щель для ламинарного ре­ жима определяется по формуле p .;= C l//"Re, где С — коэффициент, зависящий от //6, берется по табличным данным {Л. 22].

Пои //8 ^ 1 2 0 можно пользоваться теоретической зависимостью

[Л. 23] можно принять равным 0,7.

Если уплотнение выполнено в виде последовательно установлен­ ных трех рядов гребешков, то следует определить эквивалентный коэффициент расхода для всего уплотнения. Принимается, что рас­ полагаемый напор Н поровну распределяется между гребешками;

М ,=//г=:Я3==Я/3.

52

сл

со

Коэффициент расхода для каждой узкой кольцевой щели со­ гласно приведенным выше данным {Л. 23] можно принять равным

0,7, т. е.

Ш=Ш=Цз=0>7-

Таким образом, имеет место равенство расходов масла через каждую кольцевую щель с общим расходом через уплотнение:

th—Q2—Q3=Qyn

или

Нч/щ V2gHfA ■■=P-fmУ"2gH-

откуда р. = (х, V 1/3 = 0,4.

Втех случаях, когда при низкой угловой скорости ротора' утечки масла из вкладыша будут превышать расчетную подачу масла в подшипник, отпадет необхо­ димость в дальнейшем заполнении маслом внутренней полости. Иначе это вызовет необоснованное увеличение резервного объема масла.

Вподобных ситуациях по изложенному методу сле­

дует определять резервный объем масла V\ только для интервала времени, в течение которого скорость враще­ ния снижается до уровня 1 0 0 0 об/мин:

V,— J q'dx.

6

Для периода выбега при низких значениях угловой скорости вращения наиболее рациональное аварийное снабжение маслом упорного подшипника строится на принципе индивидуальной подачи масла к каждой ко­ лодке с использованием отработавшего масла, остающе­ гося на диске. Попадая на торцевую поверхность вра­ щающегося диска, струйка масла центробежной силой растягивается в пленку, которая сливается с имеющейся пленкой отработавшего масла. Минимальный запас мас­ ла, необходимый для обеспечения жидкостного трения в оставшееся время выбега, определяется следующим образом. К остающемуся на поверхности упорного диска маслу q0 нужно добавить из резервного объема такое количество масла, которое позволит иметь перед входной кромкой каждой колодки количество масла, равное qu с соответствующей температурой Уравнения расхода и теплового баланса смешиваемых количеств масла мо­ гут быть записаны с помощью соответствующих расчет-

54

нЫх коэффициентов в следующем виде:

GqCo/o+ GpCp/p— (Gu+ Gp) tiCi,

откуда

По имеющейся кривой выбега для рассматриваемого периода можно определить среднюю интегральную вели­ чину скорости вращения ротора лср. Средняя величина минимальной толщины смазочного слоя, соответст­ вующая пср п tm, определяется по формуле

Искомая величина резервного объема масла

ZGph0(ep)ioepГдТ2

Общая для всего выбега величина резервного объема масла определяется как сумма: 1/= Vi+VV Проведенные расчеты показывают, что для подшипника с дренажной камерой (см. рис. 8 ), примененного на турбине К-300-240 ХТГЗ, общий объем резервного бачка на весь выбег по­ лучается равным 300—350 л. Для такого же подшипника, но без дренажной камеры, для обеспечения идентичного теплового режима работы общий объем резервного бач­ ка составляет 400—500 л. Увеличение объема вызвано дополнительным нагревом масла из-за дискового трения.

в) Тепловые процессы в упорном подшипнике при нестационарном режиме работы

С момента перехода на подачу смазки из резервного объема температура смазочного слоя и масла, запол­ няющего внутреннюю полость вкладыша, возрастает. Благодаря этому создаются условия для отдачи тепла металлу деталей подшипника. Последнее позволяет не­ сколько уменьшить величину резервного объема.

Трудность точной оценки количества тепла, отданного маслом металлу, объясняется отсутствием достоверных величин соответ­ ствующих коэффициентов теплоотдачи. Теплообмен при нестационар­ ном режиме вращения упорного диска зависит от условий движения

55

потоков масла, омывающего диск и упорные КвлоДКй, а также от конфигурации колодок. Учет этих факторов значительно усложняет задачу аналитического определения достаточно точных значений ис­ комых коэффициентов.

Наилучшие условия теплопередачи между поверхностями и мас­ лом будут у деталей, имеющих большие относительные скорости. Это в первую очередь колодки, диск и часть вала, находящаяся в по­ лости вкладыша. В тело вкладыша и другие детали отдача тепла от масла будет происходить менее интенсивно.

Из-за отсутствия данных по теплообмену в упорном подшип­ нике для получения ориентировочного представления о количестве тепла, поглощаемого металлом, воспользуемся критериальными зави­ симостями, характеризующими конвективный теплообмен между сре­ дой и поверхностью. Определяя коэффициент теплоотдачи для каж ­ дой детали упорного подшипника, следует конкретизировать условия теплообмена. Некоторые необходимые данные для этого можно найди в {Л. 17, 24]. Подсчет всех параметров теплообмена можно выполнить для среднего значения угловой скорости вращения ро­

Рассматриваемый процесс теплообмена происходит не в беско­ нечном пространстве, а в объеме, ограниченном внутренней полостью вкладыша, поэтому при существенной разности диаметров вращаю­ щихся и неподвижных деталей следует учитывать отношение (d2/rfi)0,45Тогда можно воспользоваться формулой

Nu = cR e"P rm (d2ldi)°'45.

Определив коэффициенты теплоотдачи от масла ко всем деталям упорного подшипника, можно подсчитать количество тепла, пере­ шедшего в металл:

Qm—2 (FaAtXi),

где F— поверхность теплообмена, м2; At— средний перепад темпера­

резервный объем упорного подшипника можно уменьшить на ве­ личину

56

Расчеты показывают, что в зависимости от принятого для выбе­ га уровня средней температуры смазочного слоя и конструкции упорного подшипника в металл может переходить от 5 до 15% тепла работы трения. Это позволяет уменьшить резервный объем на 5—10% или соответственно ослабить напряженность принятого теплового режима работы подшипника при первоначальной величине резервного объема.

По мере снижения скорости вращения подача масла из резерв­ ного объема становится меньше, чем утечки из вкладыша, что при­ водит к опорожнению внутренней полости упорного подшипника. Процесс теплообмена в упорном подшипнике, вызванный этим об­ стоятельством, несколько изменится: получать тепло от несущего слоя будут только колодки и упорный диск, а остальные части подшипника начнут отдавать тепло воздуху, заполнившему внутрен­ нюю полость. Однако из-за незначительности .этих тепловых потокоз учитывать их в общем тепловом балансе не следует.

Г ла в а т р е т ь я

СХЕМЫ ПОДКЛЮЧЕНИЯ РЕЗЕРВНЫХ ОБЪЕМОВ

ИКОНСТРУКЦИИ БАЧКОВ

12.МЕТОДЫ РАСЧЕТА ДОЗИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ

РЕЗЕРВНЫХ ОБЪЕМОВ

а) Дозирующие устройства бачков опорных подшипников

Расчетные значения резервных объемов, полученные по изложенной выше методике, в зависимости от приня­ того уровня средней температуры смазочного слоя могут несколько отличаться от практических. Объясняется это тем, что в подобном расчете невозможно в должной мере учесть все параметры, реально влияющие на работу под­ шипника жидкостного трения в условиях минимальной пцдачи смазки. Изложенные методы расчета базируются на требовании обеспечения чисто жидкостного трения

вподшипниках во всем диапазоне времени вращения ро­ тора по инерции. Данное условие может быть выполне­ но, если количество поступающего в несущий слой масла и его температура совпадают со значениями, принятыми

врасходном и тепловом балансах. На практике могут быть расхождения из-за следующих обстоятельств. При

подаче масла из резервного объема к началу несущего слоя масло, выходящее из клина через его минимальное сечение, не может заполнить весь верхний зазор между шейкой вала и вкладышем. При высокой окружной ско­ рости толщина масляной пленки в минимальном сечении

57

клина имеет достаточно большую величину и часть мас­ ла будет срываться центробежной силой с поверхности шипа. При этом в расширяющуюся часть зазора, где расположена область пониженных давлений, через зазор будет интенсивно подсасываться воздух, который в су­ живающейся части зазора подшипника благодаря на­ гнетательному действию вращающейся шейки вала сжи­ мается и способствует вытеканию в торцы верхней поло­ вины вкладыша «сорвавшегося» масла. В итоге к входному сечению клина масло будет поступать вмень­ шем количестве, чем по расчету, и с другой темпера­ турой.

При прохождении ротором критических значений угловой скорости к отмеченному добавляются явления, связанные с дополнительным прогибом вала. Уменьше­ ние толщины несущего слоя утяжеляет условия работы подшипника. Этому же может способствовать проник­ ший в верхний зазор подшипника воздух, который вместе с маслом будет вовлекаться в несущий слой. Все указанные факторы, трудно поддающиеся учету при рас­ чете, могут привести при прохождении критических зна­ чений угловой скорости к неустойчивой работе несущего слоя, а следовательно, к повышенной вибрации и допол­ нительному выделению тепла. Правда, по мере снижения угловой скорости наступает момент, когда все выходя­ щее из клина масло начинает прочно удерживаться на поверхности шипа, а влияние других рассмотренных факторов значительно уменьшается. С этого момента подшипник снова работает в условиях, близких к расчет­ ным. Для надежного обеспечения расчетного режима работы подшипника при минимальной подаче смазки действительную величину резервного объема следует взять с некоторым запасом по сравнению с величиной, полученной при расчете.

Не менее важным обстоятельством для обеспечения расчетного режима работы подшипника во время выбега является соблюдение определенного графика опорожне­ ния резервного объема. Анализируя принятое для выбе­ га условие Ф.,/(ФиО?п) —A^=const, можно прийти к вы­ воду о том, что подача масла из резервного объема для обеспечения этого режима работы должна находиться

взависимости не только от угловой скорости, но также и от коэффициента расхода смазки. Ведь работа трения

внесущем слое подшипника в любой момент выбега зз-

58

Вйсит от уровня окружной скорости шипа и коэффициен­

та трения.

Как было рассмотрено выше, вращение по инерции для подшипников обусловлено непрерывным увеличени­ ем относительного эксцентриситета, от которого соответ­ ственно зависят расчетные характеристики, определяю­ щие как коэффициент трения Фв/Фй так и расход смазки Gm. На рис. 10 в относительных координатах представле­ ны примерная кривая выбега ротора турбоагрегата со= / (т) и соответствующий выбегу расчетный расход смазки через подшипник q=Gmio. По этим данным по­

годаря тому, что слив масла, происходит через установленную внутри объема дози­

рующую трубку. Последняя представляет собой верти­ кальную трубку, в стенках которой на различной высоте выполнены отверстия. При опорожнении резервного объема вначале слив масла происходит через все отверстия, имеющиеся у трубки. Затем по мере пониже­ ния уровня, как только отверстие в стенке трубки ока­ зывается выше уровня масла, через него прекращается сток и расход масла уменьшается. Этот простой способ обеспечивает любую зависимость количества масла, по­ даваемого в подшипник, от времени выбега ротора.

Определить диаметры отверстий в стенке дозирую­ щей трубки можно следующим способом. На оси време­ ни т кривой выбега (рис. 1 1 ) отметим отрезки х\, %г, ТзИ

т4, за которые п последовательно понижается до яо/2, п0/3, и0/6 , п= 0. Согласно принятому графику опорожнения

59