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

и большом отсосе пара из переднего уплотнения, при работе турбины под нагрузкой и сниженной частоте вращения вала, заклинивании гибкой муфты между роторами высокого и низкого давления. Нали­ чие системы промперегрева пара, обладающего большой аккумулиру­ ющей способностью, приводит при динамических режимах работы

(доли секунды), поскольку в отдельных отсеках и цилиндрах усилие зависит от скорости изменения расходов пара через них [Л. 112]. Поэтому в турбинах большой мощности (300—800 МВт) и рабочие и «установочные» колодки упорного подшипника изготавливаются одинакового '"размера и рассчитываются на повышенную несущую способность. Для упорных подшипников типичен вероятностный ха­ рактер аварий (Л. 133, 134]. Обработка статистики аварий методами теории надежности показывает, что в условиях длительной эксплуа­ тации упорные подшипники (типа Митчеля) характеризуются весьма пологим протеканием интегральной кривой распределения вероятно­ сти аварий в зависимости от удельного давления. Это означает, что только небольшая часть аварий связана с достижением предельной несущей способности подшипника. Значительно чаще повреждения происходят при сравнительно невысоких удельных нагрузках из-за воздействия случайных неблагоприятных факторов. При качающихся колодках случайное нарушение нормального режима (попадание твердой частицы, местный контакт из-за наличия неровности, мест­ ные тепловые деформации при приработке, кратковременный разрыв сплошности из-за попадания пены и др.) приводит к резкому изме­ нению угла установки колодки. При достаточно сильном возрастании тангенциальных сил суживающийся масляный клин в какой-то мо­ мент времени может вообще исчезнуть, в результате чего исчезнет и несущая способность колодки. При достаточно больших осевых усилиях это приводит к нарушению жидкостного трения и лавино­ образному развитию аварии, хотя первоначальная ее причина к это­ му времени уже исчезла. Положение усложняется тем, что разру­ шенный баббит и другие продукты износа поврежденной колодки переносятся диском на следующую колодку. Одновременно повы­ шается температура поверхности диска, что еще больше ухудшает

колодки без баббитовой заливки, тогда как большинство других заводов предпочитает колодки с баббитовой заливкой. Сравнитель­ ные лабораторные испытания не давали четкого решения о преиму­ ществах того или другого варианта колодок. И лишь опыт эксплуа­ тации и специальные эксперименты, результаты которых обработаны с привлечением теории вероятности, показали, что колодки без баб­ битовой заливки более уязвимы к случайным воздействиям (попада­ нию грязи, воздуха и др.) {Л. 133, 134].

Для лучшего сцепления баббитовой заливки с телом вкладыша или с колодкой упорного подшипника обычно делают специальные канавки в форме ласточкина хвоста. В ряде случаев заливка бабби­ та производится на гладкую поверхность, на которой сделаны свер­ ления диаметром 5—6 мм на глубину 5 мм. Баббит, затекающий

60

Й канавки, сверления и другие типообразные углубления, препят­ ствует сдвигу всей заливки. Установлено, однако, что прочность сцепления баббитовой наплавки с основным металлом не меньше прочности самого баббита. В этих условиях канавки, шипы и свер­ ления теряют смысл. Качественное лужение вкладышей и упорных колодок, снабженных подобного рода выемками, затруднено, что увеличивает вероятность отслаивания баббита в этих местах. Из практики известно, что баббит отслаивается именно в местах резких переходов сечений заливки. Кроме того, ласточкин хвост или сверле­ ния увеличивают толщину баббитовой заливки, что при плохой теплопроводности баббита ведет к снижению несущей способности подшипника как за счет повышения температуры поверхности сколь­ жения, так и за счет увеличенной температурной деформации вкла­ дышей и колодок.

Трудоемкость изготовления подшипников с заливкой баббита на гладкую поверхность бесспорно меньше, чем подушек с заливкой в ласточкин хвост. Кроме того, заливка баббита на гладкую поверх­ ность дает известную экономию белого металла. Учитывая сказан­

[Л. 10].

Для стальных вкладышей необходимо принимать меры предосто­ рожности для предотвращения образования раковин иа границе со­

применяется предварительная дегидрогенизация или вакуумная де­ газация. Плотность прилегания баббита к телу вкладыша или колод­ ки контролируется с помощью ультразвука [Л. 169].

Довольно часты разрушения баббитовой заливки подшипников при неудовлетворительном вибрационном состоянии валопровода. Вследствие ударов шейки вала происходит наклеп баббита. Вначале появляются белые пятна на поверхности трения, затем мельчайшие трещины, видимые глазом; далее трещины сливаются в один или несколько замкнутых контуров, после чего происходит отслаивание и выкрашивание кусков баббита, опоясанных трещинами. Подшип­ ник выходит из строя (Л. ,105]. Активные компоненты масла, агрес­ сивные к смазываемым поверхностям, могут производить на них эффект «коррозионного травления». Возникающие при этом неровно­ сти в последующем могут служить очагами усталостных трещин и стимулировать тем самым процесс выкрашивания. Полярные веще­ ства, присутствующие в масле, стимулируют капиллярный эффект и, следовательно, заполнение маслом усталостных микротрещин; последнее приводит к расклиниванию этих трещин и дальнейшему снижению усталостной прочности поверхностного слоя1. Повышение температуры масла способствует выкрашиванию баббита. Резкие изменения температуры подшипников, возникающие в результате

1 Имеются сведения в пользу как отрицательного, так и поло­ жительного влияния полярно активных масел на выкрашивание

[Л. 105].

61

нести свободно устанавливаться, то увеличение нагрузки, вызванное приближением диска, будет компенсироваться не разворотом колод­ ки и общим повышением давления по всей пленке (как это происхо­ дит у. свободно качающейся колодки), а в основном резким местным циклическим повышением гидродинамического давления вблизи вы­ ходной кромки. Динамические нагрузки, действующие с частотой вращения вала, вызовут изменяющиеся по асимметричному циклу напряжения в баббитовой заливке, приводящие к его усталостному разрушению. По этой причине свободно установленные колодки всегда работают более надежно, чем «зажатые» или вообще непо­ движные {Л. ’115].

Для повышения надежности работы подшипников следует бо­ роться с загрязнением, обводнением и окислением масла. Важны также организационно-технические мероприятия [Л. ПО]. При пуске турбоагрегата после монтажа или ремонта необходимо производить контрольные измерения вибрации, температуры масла и баббитовой заливки во всех .подшипниках, давления масла в наиболее харак­ терных точках при переменных и номинальных частотах вращения вала, а затем сопоставлять эти параметры с данными заводской инструкции или с накопленным опытом эксплуатации турбин дан­ ного типа на электростанции. Причины существенных расхождений фактических и номинальных параметров должны быть выявлены и устранены до включения агрегата в сеть. Температура масла на сливе с опорных подшипников не должна превышать значений, уста­ новленных заводом-изготовителем для данного типа турбоагрегата. При общем высоком уровне нагрева масла количество его, подводи­ мое к подшипникам, следует увеличивать, а при повышенном нагреве в одном или нескольких подшипниках следует перераспределить подачу масла путем изменения сечений дозирующих диафрагм. Запрещается подводить масло к двум или более подшипникам через одну общую дозирующую диафрагму. Расход масла на подшипники может быть увеличен за счет использования запаса в автоматиче­ ском регулируемом перепуске масла в маслобак либо повышения производительности главного масляного насоса.

При работе турбины желательно не производить никаких пере­ ключений в системе маслоснабжения. ПТЭ требуют (Л. 102], чтобы

масла из бака турбины, были запломбированы в рабочем положении.

1-6. МАСЛЯНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ

а) Уплотнения картеров подшипников

Уплотнительные устройства подшипниковых узлов долж­ ны удовлетворять следующим требованиям:

не допускать утечек масла из картера подшипника; исключать попадание пыли, грязи и влаги в картер

подшипника; вызывать минимальные потери энергии на трение;

62

сохранять работоспособность при низких (0,1 м/с) и высоких (100 м/с) окружных скоростях вращения вала и повышенных температурах (200—300 °С);

обладать химической стойкостью и высокой долго­ вечностью (длительное время не терять своих свойств, не изнашивать валы и т. д.).

Существующие уплотнения подшипниковых узлов турбоагрегатов можно разделить на две основные груп­ пы: контактные и бесконтактные. Кроме того, имеется группа специальных уплотнений, содержащих камеры, заполненные маслом или газом, подаваемым под избы­ точным давлением.

Контактные уплотнения в турбостроении применяют­ ся редко. Исследования и опыт эксплуатации показали, что с повышением скорости вращения вала интенсивно растет температура в месте соприкосновения сегмента, манжеты, сальника или другого элемента контактного уплотнения с валом. Даже при низком давлении кромки уплотнения на вал (0,4 -105 Па) и окружной скорости вращения вала 16,5 м/с температура в контакте дости­ гает 110 °С. При таких условиях работы срок службы уплотнения резко снижается.

Более перспективными могут оказаться контактные уплотнения, изготовленные из графитовых материалов, пропитанных смолами или баббитом (углеграфиты типов

2П-1000, АГ-1500-Б83, ЭГ-0-Б83). Пропитка баббитом улучшает теплопроводность углеграфитов, увеличивает прочность и улучшает антифрикционные их свойства. Углеграфиты хорошо прирабатываются к валу, их износ и трение невелики, температура в контакте не достигает предельных значений даже при повышенных скоростях скольжения (100 м/с)[Л. 29, 84].

Есть сведения об успешном применении фторопла­ стовых контактных уплотнений подшипниковых узлов [Л. 29, 99]. Антифрикционные свойства фторопласта (чи­ стого или с наполнителем, например стеклопорошком) значительно уступают углеграфитам; теплопроводность фторопласта низкая, поэтому необходимо позаботиться об отводе тепла от этих уплотнений.

Наибольшее применение в турбостроении нашли гре­ бенчатые уплотнения (рис. 1-18,а, н). При работе тур­ бины масло через кольцевую щель попадает в полость канавки, затем по ее стенкам собирается в нижней части, откуда через сливное отверстие уходит в картер под-

63

шипника. Наиболее интенсивное стенание масла наблю­ дается за первым гребнем со стороны подшипника [Л. 122]. Ширина гребней не влияет на герметичность уплотнений. Обычно гребни заостряются для предотвра­ щения от заедания и задиров при соприкосновении вала

Рис. 1-18. Типы масляных уплотнений картеров и подшипников.

/ — вал; 2 — втулка; 3 — вкладыш. На графике показаны протечки масла в за­ висимости от окружной скорости шейки вала диаметром 360 мм через винтоканавочиое (л), щелевое {м) и гребенчатое (н) уплотнения следующих одина­ ковых размеров; с—0,5 мм, L=25 мм, а—е=2 мм, Ь—3 мм, h—3,5 мм, а —4°50/,

Р=30°, f« l? мм.

§4

игребней, например, при сильной вибрации валопровода.

Сэтой же целью гребни стараются делать из антифрик­ ционного материала (латунь, бронза, иногда фторо­ пласт) .

Размеры канавок, величина радиального зазора с между валом и гребнем, количество гребней и канавок, а также сечение дренажных отверстий связаны между собой определенной зависимостью. Большему зазору должны соответствовать большие сечения канавок и дре­ нажных отверстий, так как в противном случае масло не успевает вытекать из канавок. С увеличением зазора с для обеспечения надежности работы уплотнения необ­ ходимо увеличивать и число канавок. Так, при испыта­ ниях уплотнения с двумя гребнями и одной канавкой, размещенной между ними, при зазоре с= 0,6 мм наблю­ далось прямое попадание капель масла в зазор и выби­ вание их наружу. С увеличением числа гребней и кана­ вок до четырех-пяти выбрасывание масла прекратилось. Двухгребенчатое уплотнение с зазором с = 0,1 мм также ликвидировало выбивание масла наружу [Л. 122].

Чтобы обеспечить безызносный режим гребенчатых уплотнений, радиальный зазор с обычно устанавливают равным 0,3—0,4 мм. При достаточных сечениях канавок и сливных отверстий и отсутствии прямых попаданий ча­ стиц масла в зазор гребенчатое уплотнение надежно пре­ дохраняет. картер от утечек масла. При неудовлетвори­

1,0 мм, и при частичном засорении дренажных отвер­ стий эффективность гребенчатых уплотнений резко сни­ жается. Крайне низок уплотнительный эффект при от­ сутствии вообще дренажных канавок между гребнями.

Для защиты гребенчатых уплотнений от прямого попадания струй масла на валу очень часто уста­ навливаются маслосбрасывающие приспособления: греб­ ни, желобки, отражательные кольца, шайбы и бурты (рис. 1-18,в—к). Исследования показали, что наиболее благоприятные условия для разрушения вытекающего по валу масляного слоя создаются при установке греб­ ней типов в « ж. Оптимальный угол заострения гребня <р^40°. Применение обоймы, охватывающей гребень, нецелесообразно, так как она понижает эффективность маслосбрасывающего эффекта. Более целесообразно со­ четание треугольного гребня и когтеобразного щитка.

Приспособления типов з, и, к оказываются достаточно эффективными лишь при условии а>70°. При а<70° об­ разуемые ими полости заполняются маслом, которое затем выплескивается на защищаемую поверхность ва­ ла. Маслосбрасывающие канавки типа е достаточно эф­ фективны лишь при условии а ^ З в. Приспособления же типов г и д (при d = 2—8 мм) не обеспечивают разру­ шения масляной пленки, вытекающей по валу. Расчет маслосбрасывающих устройств приведен в [Л. 140].

В некоторых конструкциях подшипников между ка­ мерой для слива масла из вкладышей и гребенчатым уплотнением картера устанавливается щелевое уплотне­ ние типа м (рис. 1-18), образованное цилиндрической поверхностью вала и кольцевым баббитовым пояском [Л. 169]. Такое уплотнение работает удовлетворительно в случае достаточно свободного слива масла из камеры перед баббитовым пояском. Эффективность щелевого уплотнения возрастает при нанесении на поверхности пояска гребней с дренируемыми канавками и спирально­ винтовых канавок.

Для устранения протечек масла по валу успешно применяются винтоканавочные уплотнения (ВКУ) [Л. 99, 116, 159, 171]. Было замечено, что даже винтовые риски, оставленные на валу при шлифовке наждачной бумагой, в сочетании с манжетным уплотнением были причинами больших протечек масла по валу, если вращение вала совпадало с направлением винтовых рисок. Те же риски, нанесенные на вал в противоположном направлении, способствовали отбрасыванию масла. В последнее время ряд зарубежных фирм стал специально наносить гели­ коидальные риски на валах и манжетах с таким расче­ том, чтобы эти риски создавали маслоотбрасывающее воздействие при вращения вала [Л. 159]. Уместно отме­ тить, что даже в обычном сальниковом уплотнении мас­ ляных насосов правая или левая навивка слоев хлопча­ тобумажного шнура может послужить причиной или зна­ чительных утечек масла или, наоборот, полного их пре­ кращения.

Работа винтового устройства основана на использо­ вании вязкого трения жидкости о гладкую стенку втул­ ки для создания напора и перемещения масла вдоль оси винта при его вращении. Схема винтоканавочного уплот­ нения показана на рис. 2-18,6, л. Расход масла Q через уплотнение равен [Л. 88]: Q = Qi+ Q 2—1Q3, где Qt — утеч­

66

ка масла через зазор с; Q2 — утечка масла через винто­ вую канавку; Q3 — возврат масла через винтовую канав­ ку при вращении вала.

Направление вращения вала должно быть противо­ положным направлению винтовой линии канавки. Испы­ таниями установлено, что в большинстве случаев несу­ щественно, где нарезана винтовая канавка: на валу или на обойме. Иногда и вал, и втулка изготавливаются с нарезкой, причем направление нарезки втулки проти­ воположно направлению нарезки винта. Здесь также используется принцип* увеличения турбулентного трения жидкости между нарезками втулки и винта [Л. 29].

Уральским филиалом ВТИ разработана конструкция винтоканавочных уплотнений торцов вкладышей опор­ ных подшипников турбомашин, которая в значительной мере предотвращает разбрызгивание масла и протечки его по валу наружу1 [Л. 60]. Схема установки винтока-

подшипника. Масло, вытекающее из торцов опорного вкладыша, попадает в камеру, образованную фигурной выточкой во вкладыше, и втулкой с винтовой нарезкой. Винтовая нарезка создает «нагнетательный» эффект и не дает возможности маслу протечь по валу наружу. Масло спокойно сливается в картер через окно.

Стендовые испытания УралВТИ показали, что не вся­ кая винтовая нарезка, нанесенная на поверхность уплот­

1 Работы по исследованию винтоканавочных уплотнений выпол­ нены инж. В. Н. Зелениным.

Наиболее перспективной для внедрения оказалась тра­ пецеидальная винтовая нарезка с большим числом захо­ дов резьбы и большим утлом наклона винтовой линии а.

В табл. 1-4 приведены оптимальные параметры вин­ токанавочных уплотнений для опорных подшипников па-

ровых турбин (диаметр шейки вала 250—500 мм). Глу­ бина винтовой канавки h подбирается в зависимости от выбранных значений а и с по табл. 1-5.

Винтоканавочные уплотнения при радиальных зазо­ рах с, больших, чем у гребенчатых уплотнений, обеспе­ чивают при расчетных режимах и оптимальных соотно­ шениях других размеров значительно меньшие протечки

Т а б л и ц а 1-5

Глубина винтовой канавки h , мм

масла. Установлено, что при отступлении от рекомендуе­ мых оптимальных размеров винтовой нарезки эффектив­ ность винтоканавочных уплотнений резко снижается. Винтоканавочные уплотнения не обеспечивают герметич­ ности соединений при отсутствии вращения вала, поэто­ му они малоэффективны во время пуска и останова тур­ бины. Очень часто эти уплотнения применяются в соче­ тании с гребенчатыми, обеспечивающими запирание мас­ ла при малых скоростях и в состоянии покоя.

6) Масловодородные уплотнения генератора

Для предотвращения утечек водорода из корпуса гене­ ратора применяются масляные уплотнения двух основ­ ных типов: кольцевые (осевые) и торцевые (радиальные) [Л. 11, 43, 89]. Основным элементом кольцевого уплотне­ ния является вкладыш 4 (рис. 1-19). Из кольцевой ка­ меры 1 масло поступает в соответствующую выемку 3 вкладыша 4 и далее в зазор между валом 5 и баббито­ вой заливкой, направляясь одним потоком в сторону водорода, другим — в сторону воздуха. Наличие зазора между кольцевым выступом 2 корпуса уплотнения и вы­ емкой 3 на тыльной поверхности вкладыша позволяет

68

прерывную очистку масла от воздуха и попутно от водорода и других газов в специ­

альных маслоочистительных вакуумных установках. При повышении давления водорода в генераторе, что харак­ терно для современных мощных электрических машин, необходимо одновременно повышать и давление масла на уплотнения. Расход масла в сторону водорода уве­ личивается при этом настолько, что маслоочистительная установка даже повышенной производительности не обес­ печивает удовлетворительной дегазации масла, и чистота водорода в генераторе быстро снижается. По этой при­ чине описанная конструкция кольцевого уплотнения при­ менялась лишь в системах, где давление водорода не превышало 5 - 103 Па [Л. 43].

На ряде электростанций кольцевые уплотнения усо­ вершенствованы. Диаметральный зазор между валом и вкладышем уменьшен до 0,1 мм, уплотнен зазор между кольцевым выступом на корпусе уплотнения и соответ­ ствующей выемкой на вкладыше. Эти мероприятия по­ зволили резко снизить утечки масла в сторону водорода при давлении газа 0,5-105—0,9* 105 Па в корпусе гене­ ратора [Л. 89].

Еще более эффективными оказались кольцевые уп­ лотнения с гидродинамической центровкой вкладыша. Если в обычных уплотнениях рабочая поверхность вкла­

69