Насосы С11АЭ,11МТ,11ТС / 11-ТС / 2.Ксерокопии книг / 04.Насосное оборудование АС (постранично)

тронасосы, а также подсистемы длительного расхолаживания со специальными насосами 24 (ПЭА 250-75) и баками 25 запаса воды.

При обесточивании энергоблока срабатывает аварийная защита, которая полностью заглушает реактор. В начальный период активная зона продолжает охлаждаться ГЦН за счет их инерционного выбега, а через 30 — 35 с за счет естественной циркуляции теплоносителя. После обесточивания автоматически включаются дизель-генераторы, от которых работают аварийные питательные насосы 15 и насосы 24 САОР, подающие воду в раздаточные групповые коллекторы реактора.

При нарушении подачи питательной воды, вызванном отключением одного из четырех питательных насосов 16 энергоблока, достаточно вручную снизить мощность реактора. При отключении двух питательных насосов срабатывает аварийная защита, снижающая мощность реактора до 60 % номинальной. В случае отключения всех питательных насосов аварийная защита переводит реактор в подкритическое состояние. Для снятия остаточного тепловыделения через 10 — 20 с включаются аварийные питательные насосы 15, обеспечивающие 10 % номинального расхода.

Прекращение подачи питательной воды приводит к снижению уровня в барабанах-сепараторах, что может вызвать захват пара в опускную часть контура и кавитационный срыв ГЦН, поэтому примерно через 9 с после срабатывания аварийной защиты ГЦН отключается.

Гидроаккумулирующий узел 26 рассчитан на работу в течение 2 мин с момента включения. За это время запускаются дизель-генераторы (рассматривается разрыв трубопровода в сочетании с обесточиванием собственных нужд), открываются задвижки на напоре насосов 24 САОР и включаются сами насосы. Таким образом, к моменту опорожнения баллонной подсистемы разворачивается подсистема длительного расхолаживания реактора. Параллельно с баллонами после срабатывания быстродействующих клапанов питательные насосы 16 также переключаются на подачу воды из деаэратора в коллекторы САОР. Вода подается в ту петлю реактора, в которой снизился уровень в барабане-сепараторе, или уменьшился перепад давления между напорным коллектором и барабаном-сепаратором.

При авариях с потерей теплоносителя важную роль в обеспечении радиационной безопасности играет система локализации выбросов радиоактивного теплоносителя. Трубопроводы большого диаметра и оборудование КМПЦ размещаются в герметичных боксах, рассчитанных на избыточное давление 0,1— 0,5 МПа, которое устанавливается в них при разрыве трубопроводов. Из боксов и нижних водяных коммуникаций парогазовая смесь сбрасывается в бассейн-барботер 29. Охлажденная в теплообменниках 22 вода подается насосами 23 (ПЭА 250-75) на спринклерные установки и в раздающие групповые коллекторы. Теплообменники охлаждаются технической водой. В спринклерно-охладительных системах применяются также насосы типов 300Д-90 и ЦНСА 800-90.

Более точная зависимость представлена законом Кулона

T = fN + A,

где А — постоянная величина, зависящая от сил молекулярного притяжения. Иная формула для определения коэффициента трения предложена

И.В. Крагельским

J N н

где а и р — параметры, зависящие от молекулярных и механических свойств трущихся поверхностей; S3 — площадь эффективной поверхности соприкосновения.

Приведенные формулы относятся к случаю сухого трения. При скольжении же смазанных поверхностей, отделенных друг от друга слоем смазки, сила трения и коэффициент трения не остаются постоянными — они зависят от скорости скольжения и характеристик смазочной пленки.

При достаточно малой скорости скольжения (примерно 0,1 мм/с) и очень тонком смазочном слое (порядка 0,1 мкм) имеет место граничное трение. Коэффициент трения почти не изменяется при возрастании скорости до определенного значения.

Процесс изменения коэффициента трения в подшипниках скольжения хорошо показан на диаграмме Герси-Штрибека (рис. 3.1). На участке Jo — 1 коэффициент трения изменяется очень мало. При дальнейшем увеличении скорости коэффициент трения быстро уменьшается, а поверхности скольжения отдаляются друг от друга, но не настолько, чтобы исключить вероятность соударения отдельных выступов поверхности трения, следовательно, граничное трение не исключено. Такое трение называется полужидкостным (участок 1—2).

Коэффициент трения / будет минимальным в момент, когда смазочный слой лишь покрывает выступы поверхности скольжения. Дальнейшее направление кривой / будет зависеть от безразмерной характеристики режима работы X:

Р

где ц - динамическая вязкость; ю — угловая скорость шипа; р — средняя удельная нагрузка на подшипник.

Удельная нагрузка р определяется по формуле:

р

где Р — радиальная нагрузка на подшипник; d и / — диаметр и длина подшипника.

С возрастанием X толщина смазочного слоя увеличивается, перекрываются все неровности поверхностей скольжения и исключается их непосредственный контакт. Сопротивление движению определяется только внутренними силами трения вязкой жидкости. Такое трение называется жидкостным (участок 2—3).

По мере увеличения X и толщины смазочного слоя коэффициент трения немного возрастает, соответственно увеличивается тепловыделение в рабочей зоне подшипника. Теоретически оптимальные условия работы подшипника будут в точке 2 при минимальном значении /, но здесь нет запаса толщины смазочного слоя, и незначительное уменьшение X, например, вследствие снижения вязкости жидкости или частоты вращения шипа, приведет к увеличению коэффициента трения, в результате чего возникает большее тепловыделение, что обусловит повышение температуры смазки и снижение динамической вязкости смазки ц.

Таким образом, переход от точки 2 влево влечет за собой возрастание коэффициента трения и перегрев подшипника. Наоборот, при увеличении X в зоне жидкостного трения на участке 2 — 3 работа подшипника характеризуется стабильностью характеристики режима. Если расчетному режиму работы соответствует точка Ь, лежащая между точками 2 и 3, то при отклонении от заданного режима вправо к точке с коэффициент трения / увеличится, соответственно возрастет тепловыделение, температура смазочной жидкости поднимется, что вызовет снижение динамической вязкости ц и уменьшение X, т.е.приближение этой величины к ее расчетному значению. Аналогичный процесс происходит при отклонении от расчетного режима влево к точке а, но при этом коэффициент трения снизится, тепловыделение уменьшится, температура понизится, и вязкость возрастет. В результате X увеличивается, приближаясь к расчетному значению. Следовательно, оптимально^ режиму работы соответствует не точка 2, а некоторая точка вправо от нее.

При жидкостном трении отсутствует износ поверхностей шипа и вкладыша подшипника, так как не происходит непосредственное касание выступов поверхностей трения.

При этом нельзя не учитывать то, что в процессе пуска и останова насоса, когда частота вращения вала мала, неизбежен переход к полужидкостному и граничному трению. Для уменьшения трения и износа опор в этих условиях надо подбирать для трущихся пар такие материалы, которые характеризуются наименьшими потерями на трение и низким значением коэффициента сухого трения. Для некоторых узлов трения, работающих с малой скоростью скольжения, режим жидкостного трения практически недостижим, и работоспособность подшипника определяется, в основном, антифрикционными свойствами материалов пар трения. На практике для оценки работы

подшипников насосов и других вращающихся машин служат среднее удельное давление р и произведение pv, где v — скорость скольжения.

Допускаемые значения рлоа и (pv)1Sfm устанавливаются опытным путем. Сила Р, кгс, действующая на радиальный подшипник центробежного насоса, приблизительно может быть определена по известной формуле [26]

где Кг — коэффициент радиальной силы, равный 0,36; Я — напор насоса, м; р — плотность жидкости, кг/м3; Ь^ — характерная ширина колеса на выходе, включая толщину дисков, м; Dj — наружный диаметр рабочего колеса, м; g — ускорение свободного падения, м/с2.

Как видно, радиальная сила в конкретном центробежном насосе зависит от подачи Q, а точнее от соотношения Q/Oom. Чем меньше это соотношение, тем больше радиальная нагрузка на подшипник насоса. При работе насоса в оптимальном режиме теоретически сила Р приближается к нулю. Однако исследования по определению значения и вектора радиальной силы, проведеннные во ВНИГидромаш (АО "НПО "Гидромаш"), не подверждают приведенную зависимость для всех типоразмеров насосов. Тем не менее, для оценочных расчетов представленную формулу вполне можно применять.

3.2. Материалы для подшипников скольжения \ у

Износ пар трения в подшипниках скольжения происходит в основном при работе в условиях граничного или полужидкостного трения, т.е. тогда, когда подшипник работает с недостаточным количеством смазки или временно без нее.

Для увеличения долговечности пар трения для них необходимо подбирать такие антифрикционные материалы, у которых коэффициент трения скольжения в указанных условиях относительно мал, и тепло, выделяющееся в рабочей зоне, легко отводится в корпус насоса и окружающую среду. Название антифрикционного материала относится к сочетанию материалов пары трения, но так как валы, в частности шейки валов в зоне подшипника, изготавливаются из стали, понятие антифрикционного материала связано только с материалом для вкладышей подшипников, на которые опираются валы или вращающиеся диски.

В качестве вкладышей в подшипниках скольжения специальных насосов для АЭС применяются баббит, бронза, латунь, силицированный графит, графитофторопластовый композит, резина и другие материалы.

Баббит — общее название белого сплава, весьма различного по своему химическому составу и физико-механическим свойствам. Но все марки баббитов характеризуются мягкой основой из олова или свинца с твердыми зернами сплавов сурьмы, меди, щелочных металлов и пр. Мягкая основа обеспечивает хорошую прирабатываемость вкладыша к валу (диску), а твердые

подшипнике подшипника

ответствии с выбранной посадкой. При частоте вращения, соответствующей точке 2 кривой Герси-Штрибека (см. рис. 3.1), между трущимися поверхностями образуется непрерывный смазочный слой, отделяющий эти поверхности друг от друга (рис. 3.3). Центр цапфы из точки О смещается в сторону вращения в точку Oj, и между поверхностями подшипника и цапфы образуется клиновый зазор — масляный клин. В сечении плоскостью, проходящей через ось подшипника и линию центров ООъ смазочный слой имеет минимальную толщину hmin, достаточную для перекрытия неровностей и отделения рабочих поверхностей друг от друга.

При дальнейшем увеличении угловой скорости со центр цапфы поднимается, смещаясь в сторону вращения, цапфа всплывает за счет гидродинамической силы, возникающей в масляном клине. Положения, занимаемые центром цапфы (рис. 3.3, 3.4), отмечены точками О2, О3 и т.д.; угол q>a между вертикальной осью и линией центров увеличивается, эксцентриситет е = 00, (т.е. расстояние между центрами цапфы и подшипника) уменьшается, а минимальная толщина смазочного слоя Ит-т становится больше, все неровности поверхностей скольжения перекрываются с избытком, непосредственный контакт цапфы и подшипника исключается. В предельном состоянии при со—>со клиновый зазор стремится к кольцевому с постоянной толщиной 0,55 = 0,5 (D - ф.

Положение центра цапфы при различных режимах работы определяется углом сра и эксцентриситетом е.

Гидродинамические давления, создающиеся в смазочном слое, распределяются неравномерно, максимальное удельное давление приходится на участок, смещенный от вертикальной оси в сторону вращения цапфы (рис. 3.4). Характер эпюры давлений зависит от положения цапфы, места подвода смазки, границ смазочного слоя и некоторых других факторов. Ра-

бота, затрачиваемая на преодоление сопротивления вязкой жидкости, превращается в тепловую энергию, которая отводится через детали подшипника и в значительной степени уносится смазывающей жидкостью. Расход смазки через зазор между цапфой и подшипником зависит от тех же факторов, которые обуславливают гидродинамические силы.

Таким образом, для более или менее точного расчета подшипника скольжения необходимо установить взаимосвязь конструктивных размеров опоры, зазора между трущимися поверхностями, свойств смазывающей жидкости, нагрузки, частоты вращения цапфы, способов эффективного тегоюотвода и др.

Схема к расчету подшипников представлена на рис. 3.5. Конечной целью гидродинамического расчета явяется определение основных размеров подшипника, выбор материала вкладыша, марки смазочного материала, обеспечивающих при заданных условиях работы устойчивый режим жидкостного трения.

Исходными условиями для расчета радиального подшипника являются нагрузка на подшипник Р, частота вращения вала п, об/мин, или ю, 1/с, диаметр вала dB, цапфы d, расстояние между опорами L, температура окружающей среды i,°C и др.

Размеры цапфы d и / назначают конструктивно: диаметр d — в зависи-

сов, электродвигателей, генераторов значение \|/ можно принять в пределах 0,0015 — 0,0025. Выбрав предварительно значение относительного зазора \|/, назначают по нему соответствующую стандартную посадку, затем уточняют действительные предельные зазоры в подшипнике.

Масло для смазки подшипников следует выбирать исходя из условия обеспечения устойчивого режима жидкостного трения и с учетом способа подвода масла в зону трения.

На практике на АЭС необходимо иметь минимальное число смазочных масел. Как правило, в подшипниках насосов, электродвигателей, турбин, генераторов применяются турбинные масла Т-22 и Тп-22 (турбинное, с кинематической вязкостью при / = 50 °С, равной 20—23 сСт, Тп - масло с присадками, улучшающими антиокислительные, деэмульгирующие, противокоррозийнные и антипенные свойства). В последнее время в насосах АЭС в опытном порядке начало применяться негорючее масло ОМТИ (огнестойкое масло Теплотехнического института). Температура масла ti на входе в клиновой зазор между цапфой и вкладышем обычно принимается равной температуре в сливном резервуаре ti = 35 + 40 °С. Если повышение температуры масла в рабочей зоне подшипника обозначить через At, то на выходе из клинового зазора температура масла будет определяться по формуле

Прирост температуры At можно определить по формуле

где р - среднее удельное давление, кгс/см2; » — окружная скорость, м/с; \j/ — относительный зазор; С — теплоемкость масла, приближенно равная 0,44 ккал/(кгс-°С); у — удельный вес масла, кгс/м3; а — коэффициент теплоотвода, равный 5—14 кгс/(м-с-°С) (меньшие значения — для подшипников легкой конструкции и при затрудненном теплоотводе, большие — для подшипников с улучшенными условиями теплоотвода); т — коэффициент, учитывающий трение в подшипнике, принимаемый по графику на рис. 3.6, а. Коэффициент q, учитывающий суммарный расход смазки через торцевые сечения подшипника, принимается по графику рис. 3.6, б.

т

0,99 s

Рис. 3.6. Графики для определения коэффициентов т и q в зависимости от относительного эксцентриситета в

Наименьшая толщина Итщ смазочного слоя определяется по формуле

Amin = 5 ( 1 - 8 ) ,

где 5 — радиальный зазор, определяемый на основании принятых допусков

на размеры цапфы и вкладыша; 8 — относительный эксцентриситет ( е = - ). 5

Для определения значения е необходимо вычислить коэффициент нагруженности