книги из ГПНТБ / Казанский, В. Н. Системы смазки паровых турбин

0,8 для обычных и 0,5—0,6 для крупногабаритных под­ шипников, работающих в режиме турбулентной смазки

{Л. 169].

Процесс, протекающий в подшипнике при оптимальных усло­ виях жидкостного трения, можно проиллюстрировать следующим

Рис. 1-3. Положение центра шипа в расточке опорного вкладыша.

а — положение неподвижного шипа; б — всплытие шипа в цилиндрической рас­ точке вкладыша; в — схема обработки овального вкладыша; г — соотношение между углами и эксцентриситетами в овальном вкладыше; д — кривые равно­ весных положений центра шипа. Расточка вкладыша: 1—4 — овальная; 5 —ци­ линдрическая; 6, 7 —ступенчатая (рис. 1-2,е); J/D-1. Коэффициент формы рас­ точки т: i — 0,85; 2 — 0,75; 3 — 2/3; 4 — 0.55; 5 — 0; 5 — 0,8; 7 — 2/3; 8 — полу­

окружность.

go

верхний зазор может не заполниться маслом, и охла­ ждение шейки вала будет недостаточным. Если требу­ ется интенсивное охлаждение шейки вала, такой подвод масла не желателен. При подводе со стороны выхода из масляного клина (точка В, рис. 1-2,в, г) масло из канав­ ки вначале поступает в верхнюю половину вкладыша, охлаждает шейку вала и затем затягивается в клино­ видный зазор в нижней половине вкладыша. Для уве­ личения расхода масла во вкладышах делается развал Р, т. е. плавный переход от канавки к рабочей поверхно­ сти, который не доходит до торцов вкладыша и поэтому не увеличивает слив масла в осевых направлениях. С диаметрально противоположной стороны вкладыша тоже делается развал для улучшения условий питания масляного клина.

Для увеличения потока масла через верхний вкла­ дыш с целью интенсивного охлаждения шейки вала иногда делают маслораздаточную полукруглую канав­ ку К (рис. 1-2,6), проходящую посредине верхнего вкладыша. Однако эта канавка снижает эффективность верхнего масляного клина в подшипниках с овальной и многоклиновой расточками, поэтому в ряде случаев, главным образом с целью повышения устойчивости вала на масляной пленке, отказываются от ее применения (Л. 21, 22]. Тогда масло подводится к вкладышу по внутренним каналам к началу образования каждого клина (рис. 1-2,г—е).

б) Рабочие характеристики опорных подшипников

Для установившегося режима работы подшипника внеш­ няя нагрузка уравновешивается гидродинамическими силами. Несущая способность (грузоподъемность) под­ шипника может быть найдена из выражения

где q=P/Dl — условная удельная нагрузка; со— частота

22

Характер изменения Фн от %и 1/D показан на рис. 1-5. Числовые значения Фн для некоторых подшипников приведены в приложении 1.

С учетом возможности существенных отклонений от нормальных нагрузок (при расцентровке роторов, рез­ ком возрастании динамической нагрузки и др.) опорные

p,t,h s

I

Рис. 1-4. Распределение гидродинамических давлений р и температу­ ры баббита t по развертке окружности (я) и длине (б) опорного

вкладыша с овальной расточкой.

по несущей способности. Экспериментальные данные и опыт эксплуатации показывают, что если в нормальных условиях величина удельной нагрузки q не превышает (20-Г-25) • 105 Па, этот запас вполне достаточен1. Чаще же принимают q= (10ч-15) • 105 Па, при этом больше заботясь о надежной работе подшипника в режиме тихоходного валоповорота (см. § 1-4).

1 Исследования Института машиноведения АН СССР показали возможность надежной работы подшипников, например для валков прокатных станов, при 9=220105 Па.

23

Несущая способность подшипника зависит от харак­ тера распределения гидродинамических давлений в сма­

(рис. 1-4,а). Максимальное давление приходится на уча­ сток, смещенный от вертикальной оси в сторону враще­ ния вала. Распределение давлений по длине подшипника (при отсутствии заметного перекоса вала) близко к па­ раболическому при средней величине показателя степе­ ни параболы примерно 2,5. Характер эпюр давлений по

ке Б (рис. 1-4,а), расположенной вблизи точки макси­ мальной температуры масла т, в незначительном уда­ лении от сечения с минимальной толщиной масляной пленки (Л. 95]. Место обрыва смазочного слоя и макси­ мум давления обычно располагаются симметрично от­ носительно линии центров п—п (рис. 1-4,а), и поэтому давление в минимальном зазоре равняется половине максимального.

Вслед за зонами АБ и ВГ повышенных гидродина­ мических давлений (рис. 1-4,а) следуют зоны разреже­

24

ния БВ и ГД. Наличие последних обусловлено гидро­ динамическим эффектом расширения потока в диффузорной части смазочной щели. Величина разрежения, достигающая иногда 600—700 мм рт. ст., определяется рядом конструктивных и эксплуатационных факторов

[Л. 52].

Протяженность положительных давлений в смазоч­ ном слое зависит и от относительного зазора фг. Чем больше фг, тем выше диффузорность выходного участка, тем неустойчивее режимы движения масла на этом участке и раньше обрывается смазочный слой.

Торцевые утечки масла значительно влияют на ха­ рактер эпюр давлений в масляном клине. В сравнитель­ но коротких подшипниках (t/D= 0,2 ч-0,3) происходят интенсивная утечка масла из зоны образования гидро­ динамических давлений и соответствующее ей уменьше­ ние грузоподъемности подшипника. В длинных подшип­ никах (l/D = 0,7ч-1,5) утечки масла затруднены, и их грузоподъемность значительно выше грузоподъемности коротких подшипников. Масло пониженной вязкости быстрее вытекает из смазочного зазора, тем самым сни­ жая несущую способность подшипника. Подшипники, работающие на масле с повышенной вязкостью, напри­ мер на огнестойкой жидкости иввиоль или ОМТИ, обла­ дают повышенной грузоподъемностью [Л. 56].

Масло, находящееся в зазоре подшипника, оказывает сопротивление вращению шейки вала. Сила трения на поверхности вращения вала может быть найдена из вы­

типа подшипника, отношения 1/D и относительного эксцентриситета %. Качественный характер изменения Фс от х и 1/D показан на рис. 1-5. Числовые значения Ф0 для некоторых подшипников приведены в приложении 1.

Как видно из формулы (1-6), сила трения пропор­ циональна вязкости, увеличивается с частотой враще­ ния вала, возрастает с увеличением габаритов подшип­ ника, снижается с увеличением относительного зазора. Эксперименты показали, что сила трения и обусловлен­ ные ею потери мощности N в подшипнике зависят от режима течения масла в смазочном зазоре. При режиме ламинарной смазки увеличение удельной нагрузки q

35

(при неизменной частоте вращения вала rii) сопровожда­ ется ростом потерь мощности на трение (рис. 1-6,а). В момент нарушения ламинарности изменение удельной

Рис. 1-6. Влияние режимных и конструкционных факторов на потеря мощности на трение в опорных подшипниках, n5> t i i > . .. > щ \ режи­ мы смазки: 1 — переходный от ламинарного к турбулентному; i — ламинарный.

26

пила, увеличение нагрузки приводит к снижению потерь мощности на трение. При развитой турбулентности в смазочном слое потери мощности на трение растут вместе с повышением удельных нагрузок. Сложный ха­ рактер зависимости N (q) определяет различные опти­ мальные значения отношения 1/D: эксперименты пока­ зали, что для подшипников, работающих в режиме ла­ минарной смазки, минимум потерь мощности на трение достигается при отношении 1/D, большем, чем для под­ шипников, работающих в переходном режиме (рис. 1-6,6).

Зависимость безразмерного коэффициента сопротив­

В турбинных подшипниках к потерям мощности на трение в нагруженной зоне добавляются потери на тре­ ние и в нерабочей зоне: в маслораспределительных карманах, канавках, каналах. Величина этих потерь уве­ личивается по мере увеличения давления подачи масла, а следовательно, и расхода масла. Особенно резко воз­ растают потери на трение при обильных расходах масла в крупногабаритных подшипниках (рис. 1-6,б). Влияние расхода масла Q и удель­

ных нагрузок q на потери мощности на трение для некоторых типоразмеров экспериментальных под­ шипников показано на рис. 1-7.

Между грузоподъем­ ностью подшипника Р и силой трения Т нет непо­ средственной прямой свя-

Рис. 1-7. Рабочие характери­

27

зй. Тем не менее для практического удобства при расчё­ тах подшипников вводится условное понятие коэффици­ ента трения /, равного отношению Т/Р. Если сравнить выражения для Фс и Фн, нетрудно установить следую­ щую зависимость:

Общий вид зависимости /(%) показан на рис. 1-5. Масло, подведенное к подшипнику, не только сни­

жает потери мощности на трение и устраняет износ со­ пряженных поверхностей, но и отводит тепло, выделив­ шееся при трении, а также переданное теплопровод­ ностью к шейке вала от нагретого ротора. Суммарное количество масла, подведенное к подшипнику, вытекает из торцов вкладышей в рабочей зоне масляного слоя, из торцов в нерабочей зоне и из различных канавок, карманов, развалов.

Торцевой расход масла может быть определен из вы­ ражения

масла. Качественный характер изменения Фр в зависи­ мости от х и 1/D показан на рис. 1-5. Числовые значе­ ния Фр для некоторых подшипников приведены в прило­ жении 1. Обычно масло к подшипникам турбомашин подводится под небольшим избыточным давлением Pi= (0,5-^-1,75) • 105 Па. Однако и при нулевом давлении масла подшипники способны вполне удовлетворительно выполнять свои функции. Испытаниями было установ­ лено [Л. 57, 58], что опорные подшипники обладают определенным насосным эффектом, так как шейка вала и подшипник работают как самовсасывающий насос. Производительность такого насоса в большей мере зависит от частоты вращения вала п, чем от давления подводимого масла рi (рис. 1-8,а). Чем выше окружная скорость шейки вала, тем заметнее проявляется насос­ ный эффект. При номинальной частоте вращения вала

28

снижении окружной скорости шейки вала. У изношен­ ного подшипника насосный эффект также снижается.

Рис. 1-8. Влияние режимных и конструкционных факторов на расход масла через опорный подшипник.

29