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

Вала нередко применяют полукруглую маслораздаточ­ ную канавку, расположенную в верхнем вкладыше. Общий характер изменения расхода масла в зависи­ мости от относительных размеров канавки показан на рис. 1-8,г.

При испытаниях подшипников не раз отмечали несоответствие между фактическим и теоретически подсчитанным расходами масла через рабочую зону, которое можно объяснить наличием прочно прилипшей к валу масляной пленки, уменьшающей «пропускную способность» смазочного зазора, особенно если вал холодный и прилегающие к нему адгезионные слои масла имеют повышенную вязкость ]Л. 95]. Из-за налипшего слоя масла также возрастают градиенты скоростей и соответственно потери мощности на трение и температура баббитовой заливки.

Если принять, что за счет тепла, выделившегося в подшипнике при трении слоев масла, происходит на­ грев только масла, то максимальная температура сма­ зочного слоя может быть подсчитана по формуле [Л. 128]

где 11 — температура подводимого к подшипнику масла;

р, с — плотность и удельная теплоемкость масла; Фт — безразмерный температурный коэффициент, зависящий для данного типа подшипника от относительного эксцен­ триситета %и отношения I/O. Числовые значения Фт для некоторых подшипников приведены в приложении 1.

Значительные температуры в тонком масляном слое (60—90 °С и выше) способствуют теплообмену между слоем масла и поверхностями скольжения вкладыша и вала. Испытаниями установлено, что при отсутствии перекоса шейки вала температура баббита вдоль вкла­ дыша изменяется незначительно (2—5°С) (рис. 1-4,6). По окружности же вкладыша температура изменяется очень резко (рис. 1-4,а). 43 рабочей зоне происходит постепенное повышение температуры практически по линейному закону [Л. 95]. Рост температуры резко за­ медляется в сечении, близком к сечению с минимальной толщиной смазочного слоя (точка п на рис. 1-4,а). Максимальная температура возникает в точке т, распо­ ложенной непосредственно за сечением с минимальной толщиной пленки. Пленка обрывается в месте резкого падения температуры (точка Б на рис. 1-4,а) в связи с нарушением сплошности масляного слоя.

30

Ввакуумных зонах (БВ, ГД на рис. 1-4,а) нерабо­ чей части вкладыша отсутствуют торцевые утечки масла, хотя приток тепла имеется. Это приводит к заметному повышению температуры масла и баббитовой заливки.

Вподшипниках с овальной расточкой вкладышей при малых значениях коэффициента нагруженности Фн, возможных при повышенной частоте вращения вала и возросшей динамической вязкости масла ц (холодное масло перед подшипником, наличие воды в масле, при­ менение более вязких огнестойких масел), при малых удельных нагрузках на шип q и заниженных относи­ тельных зазорах фг (коэффициенты формы расточки т завышены), из-за большого всплытия шейки вала мак­ симальная температура баббитовой заливки верхнего вкладыша (точка s на рис. 1-4,а) нередко оказывается

ников оказывает перенос тепла от горячих поверхностей турбины. Однако основными причинами повышения тем­ пературы являются режимные факторы самого подшип­ ника: уменьшение расхода масла, изменение нагрузки (например, из-за расцентровки агрегата вследствие теп­ лового удлинения фундаментных колонн и перераспре­ деления нагрузки по опорам или из-за появления не­ симметричного парового усилия на регулирующей сту­ пени при неравномерном и непараллельном открытии регулирующих клапанов), снижение вязкости подводи­ мого масла, увеличение частоты вращения и окружной

(рис. 1-7), что при одинаковой частоте вращения вала температура подшипника несколько увеличивается своз-, растанием диаметра шейки вала. Это противоречие сле­ дует объяснить тем, что в формуле (1-9) не учитывается отводимое через металл вкладыша тепло, доля которого уменьшается с повышением окружной скорости шейки вала.

При увеличении вибрации роторов возникает дина­

31

та (до 130 °С) при возникновении и развитии низко­ частотной вибрации [Л. 22, 169].

Для контроля за работой подшипников измеряются температура масла ti на входе в каждый вкладыш (ча­ ще всего измеряется общая температура за маслоохла­ дителем), температура баббита в нижней и верхней половине вкладышей в зоне максимального нагрева, температура масла на выходе из подшипника t2- Обычно температура ^ = 35-ь45 °С; более холодное масло вызы­ вает неустойчивую работу подшипника. Предельно до­ пустимая температура масла на сливе из корпуса под­ шипника '/2 = 70°С.

Действующими инструкциями по эксплуатации тур­ бин установлена предельная температура баббитовой заливки вкладышей 90 °С. Наиболее вероятное предель­

расположение точек с максималь­ ной температурой баббита и мак­ симальным давлением в смазочном слое зависит от рас­

хода масла. Уменьшение расхода масла приводит

32

к смещению точки приложения максимального давления по направлению вращения вала, точка же максимальной температуры баббита перемещается в противополож­ ную сторону; при этом точка с максимальным давлением располагается всегда ближе точки максимальной тем­ пературы баббита (рис. 1-9 и табл. 1-1). Все это про-

исходит вследствие изменений граничных условий, касающихся величины несущей зоны подшипника.

Перекос шейки вала относительно вкладыша суще­ ственно сказывается на распределении гидродинамиче­ ских давлений (рис. 1-4,6). Зона высших давлений концентрируется в месте сужения зазора, и вкладыш фактически работает меньшей поверхностью, упо­ добляясь более короткому вкладышу [Л. 72, 95]: мини­ мальная толщина пленки снижается, температура у кромки вкладыша вблизи минимального зазора воз­ растает1, в отдельных случаях пленка может быть вооб­ ще нарушена, и работа подшипника будет сопровождать­ ся патирами, повышенным нагревом баббита и вибра­ цией. Чем меньше величина минимального зазора, тем меньше проходит через него масла и тем больше оно нагревается и окисляется.

Минимальная толщина смазочного слоя в подшипни­ ке hmm характеризует надежность работы опор скольже­ ния. При режиме гидродинамической смазки сопряжен­ ные поверхности шипа и подшипника никогда не долж­ ны касаться даже при значительной величине шерохова­

1 В подшипниках, работающих в переходном режиме от лами­ нарной смазки к турбулентной, снижение толщины пленки может привести к уменьшению температуры баббита.

3 -5 0 1 33

тостей. Устойчивая работа подшипника в режиме жидкостной смазки будет соблюдаться при условии

[Л. 122]

но перекос, прогиб упругой линии вала на длине под­ шипника, искажение геометрии шипа и вкладыша (конусность, эллиптичность, бочкообразность, корсетность), вибрацию вала, уменьшение зазоров в зависи­ мости от теплового расширения вала и др.

По данным (Л. 74], при рабочей частоте вращения

(1-10) выполнялось при возможно низком числе оборо­ тов во избежание износа подшипника при развороте турбины. Соблюдение этого требования ведет к получе­

ли, что минимальная толщина смазочного слоя превосходит вели­ чину 80—-100 мкм |Л. 56, 57, 59], хотя ряд подшипников в условиях реальной эксплуатации паровых турбин работает и с меньшими тол­ щинами пленки. Недостаточная толщина пленки нежелательна, од­ нако и излишне толстая пленка может создать определенные труд­ ности: шип может оказаться в такой зоне смазочного слоя, в ко­ торой возникают автоколебания системы; большое всплытие шипа может вызвать повышенный нагрев баббитовой заливки верхнего вкладыша; при повышенной толщине пленки с большей вероятно­ стью возникает режим турбулентного движения масла.

Согласно формуле (1-4) при заданных зазорах в подшипнике 6Г, 6ц величина минимальной толщины масляной пленки ЛМин опре­ деляется только относительным эксцентриситетом %, который в свою очередь зависит от коэффициента нагруженности Фн■ Таким об­ разом, воздействуя на величины, входящие в состав безразмерного комплекса Фн, можно управлять величиной /гМЖн. Например, при внедрении крупногабаритных подшипников на турбинах большой мощности часто встречаются с трудностями при налаживании теп­ лового режима вкладышей. В ряде случаев подшипники, первона­

эффициент нагруженности Фн, а толщина пленки Амин, число Re И потери мощности N «а трение снижались (Л. 169],

34

в) Вибрация подшипников

Повышенная вибрация турбоагрегата приводит к огра­ ничению мощности, появлению усталостных трещин в конструкционных элементах турбины и фундамента, износу и выходу из строя ответственных деталей тур­ бины, поломке маслопроводов и возникновению пожа­ ров, разрушению подшипников, вредному физиологиче­ скому воздействию на обслуживающий персонал. При повышенной вибрации интенсивнее нагревается бабби­ товая заливка вкладышей, при малых давлениях подачи возможно прекращение подвода масла в зазор вибри­ рующего подшипника [Л. 31, 104].

Вибрация турбоагрегата вызывается увеличением действующих или появлением новых возмущающих сил, ослаблением статической жесткости системы и прибли­ жением ее к резонансу, потерей устойчивости вала на масляном слое подшипника.

Возбуждающие силы возникают вследствие неурав­ новешенности роторов (неправильно выполненная ба­ лансировка, прогиб вала, ослабление посадки деталей на валу, неравномерный износ лопаток, тепловая раз­ балансировка, усадка изоляции ротора генератора и др.), нарушения центровки роторов (неисправность или некачественная сборка муфт, неравномерное тем­ пературное расширение корпусов подшипников и стоек фундамента, просадка выхлопных патрубков ЦНД со встроенными в них подшипниками при создании ва­ куума, различное всплытие шеек роторов на масляной пленке, усадка бетона фундамента и др.), витковых за­ мыканий в роторе генератора, колебания сердечника статора, неравномерности воздушного зазора между ро­ тором и статором генератора [Л. 9, 31, 107]. Опасная низкочастотная вибрация возбуждается из-за потери устойчивости ротора под действием парового потока. В соответствии с теорией Томаса (Л. 9] неравномерная протечка пара над вершинами рабочих лопаток, возни­ кающая при вращении ротора с динамическим проги­ бом, вызывает действие на ротор неуравновешенной ра­ диальной силы. Возбуждению «паровой» вибрации способствует неустойчивость ротора на масляном слое подшипников.

Надежная работа турбоагрегата во многом зависит от близости резонансного состояния системы «ротор —

бйоры» к номинальной скорости вращения. При работё ротора в области критических частот даже незначитель­ ная неуравновешенность ротора ила изменившаяся ста­ тическая жесткость системы (отрыв корпуса подшипни­ ка от фундаментной плиты, ослабление взаимного крепления составных частей вкладышей, появление тре­ щин в фундаменте и др.) может привести к существен­ ному повышению уровня колебаний. На критические частоты вращения вала большое влияние оказывают упругие и демпфирующие свойства масляной пленки в подшипнике и податливость самих опор.

При нахождении центра шипа на кривой подвижного равновесия внешняя нагрузка и гидродинамические силы уравновешены. Однако любое внешнее возбужде­ ние, заставляющее центр шипа сместиться с кривой подвижного равновесия, может вызвать прецессию шипа (периодическое движение вокруг устойчивого положе­ ния), которая будет совершаться под действием неурав­ новешенных гидродинамических сил.

Прецессия может быть трех видов: затухающая, установившаяся и нарастающая (рис. 1-10,а). Первый вид прецессии (колебания в точке О') не опасен, так как центр шипа после первоначального отклонения сно­ ва возвращается на кривую O0Oi. Второй вид прецессии (колебания в точке О") соответствует установившимся малым колебаниям шипа вокруг положения устойчивого равновесия. Для нарастающей прецессии (колебания в точке О'") характерно возбуждение интенсивных ко­ лебаний шипа с амплитудой разрушительной величины. Колебания вала, передаваясь через масляный слой, вы­ зывают интенсивную низкочастотную вибрацию под­ шипника.

Способность неуравновешенных гидродинамических сил возбуждать нарастающую прецессию кроется в осо­ бенностях сил упругости (позиционных сил), возникаю­ щих в слое как анизотропной вязкой среде. Влияние упругих свойств масляного слоя таково, что устойчи­ вость ротора понижается с увеличением частоты вра­ щения вала и уменьшением температуры масла и удельной нагрузки q. При малых значениях q увеличе­

показывают, что при %>0,7 ротор практически устойчив против возбуждения автоколебаний на масляной пленке.

36

Демпфирующие свойства масляного слоя в отличие от упругих свойств играют роль стабилизирующего фактора, препятствующего возбуждению автоколебаний. Анализ показывает, что демпфирование увеличивается с повышением вязкости масла и уменьшением абсолют­ ного и относительного зазоров в подшипнике, скорости вращения и удельной нагрузки q.

Повышенная вязкость масла, увеличивая демпфиро­ вание, одновременно уменьшает относительный эксцен­ триситет шипа, так как на более жестком масляном

Рис. 1-10. Неустойчивая работа подшипника [Л. 96, 97].

а — перемещения центра шипа; б — амплитудно-частотная характеристика ро­ тора; п\ — первая критическая скорость; я б — порог самовозбуждения (впервые

появляются самовозбуждения); я 'б —появление низкочастотных биений; пв — практическая граница устойчивости; я 'в — прекращение интенсивных авто* колебаний.

слое всплытие шипа происходит интенсивнее. Поэтому существует оптимальное значение вязкости, обеспечи­ вающее для данного ротора максимальную динамиче­ скую устойчивость в рабочем режиме

Интенсивная «масляная» вибрация возбуждается преимущественно у роторов, имеющих первую критиче­ скую скорость, меньшую или равную половине рабочей частоты вращения (hi^ 0,5«p). Частота самовозбуждающихся колебаний приближенно равна частоте собствен­ ных колебаний ротора. Самовозбуждающиеся колеба­ ния'— явление не резонансное; такие колебания возни-1

1 Известны случаи, когда низкочастотная вибрация валопровода исчезала при повышении температуры масла; известны, однако, и прямо противополжные результаты.

37

КаЮт в Широком диапазоне частот вращения вала, причем во многих случаях невозможно установить верх­ нюю границу этого диапазона. Граница появления самовозбуждающихся колебаний (порог самовозбуждения) зависит главным образом от конструкции подшипника; для подшипников с малой сопротивляемостью к появле­ нию автоколебаний при самых неблагоприятных усло­ виях эта граница лежит вблизи удвоенной критической скорости. В большинстве случаев самовозбуждающиеся колебания протекают очень интенсивно. Нередко ампли­ туда их превосходит амплитуду неуравновешенного ро­ тора при критической скорости. Следует заметить, однако, что неуравновешенность ротора не оказывает никакого влияния на возникновение и интенсивность автоколебаний [Л. 130].

Установлены две характерные особенности самовозбуждающихся колебаний: а) автоколебания продол­ жают существовать при понижении скорости даже ниже границы первоначального возникновения, т. е. имеет место явление своеобразной «инерции»; б) автоколеба­ ния могут возникнуть под действием внешнего импульса (например, удара по ротору) даже при скоростях, ле­ жащих ниже нормальной границы их самопроизволь­ ного появления [Л. 130].

Типичные амплитудно-частотные характеристики ро­ торов турбины показаны на рис. 1-10,6 [Л. 9, 96].

Важную роль в обеспечении вибрационной надеж­ ности турбины играет рациональный выбор конструкции подшипников. В настоящее время известно более 40 разновидностей виброустойчивых подшипников [Л. 104].

Обычные цилиндрические подшипники не могут обес­ печить надежной работы высокоскоростных малонагруженных турбинных роторов. Особенно низкий порог практической границы устойчивости шипа на масляной пленке наблюдается в подшипнике с цилиндрической расточкой и кольцевой камерой в срединной части верхнего вкладыша. Более виброустойчивым оказывает­ ся подшипник с цилиндрической расточкой и полной дугой охвата при малом радиальном зазоре. Увеличе­ ние удельной нагрузки повышает сопротивляемость цилиндрического подшипника к самовозбуждению [Л. 97, 104, 130].

Овальные подшипники обеспечивают устойчивость малонагруженных роторов за счет создания верхнего масляного клина, до­

38