Насосы С11АЭ,11МТ,11ТС / 11-МТ / 2.Ксерокопии книг / 03.Книга.ГЦН_АЭС
.pdf
Рис. 3.4. Схема втулочного гидродинамического подшипника для герметичного насоса:
1 – корпус; 2 – гильза; 3 – штифт; 4 – графитовая втулка; 5 – каналы охлаждения
при размере шейки вала 120 мм принят равным 0,26 мм. На цапфе вала напрессована втулка с рабочей поверхностью из спецмассы «ферробестос». Между самоустанавливающимися сегментами имеется зазор 1 для смазки и охлаждения трущихся поверхностей водой.
Вгерметичном ГЦН вал вращается в двух радиальных подшипниках и в целях унификации и обеспечения взаимозаменяемости их стремятся выполнить одинаковыми не только по конструкции, но и по линейным размерам.
ВГЦН с уплотнением вала условия работы нижнего радиального подшипника такие же, как в герметичных насосах, и поэтому пригодны для использования оба рассмотренных типа подшипника, но чаще всего применяется третий тип — самоустанавливающийся втулочный радиальный подшипник (рис. 3.6). Вкладыш 4 подшипника изготовлен в данном случае из углеграфита, втулка 2 на валу — из нержавеющей стали с высоко твердой наплавкой. Подшипник может самоустанавливаться относительно рабочего положения вала, так как он опирается в корпусе на сферическую поверхность 3 [2].
Если радиальный подшипник располагается в ГЦН с уплотнением вне теплоносителя, то он доступен для осмотра и частичного ремонта (замены). К нему можно подвести смазочноохлаждающую жидкость с более высокими физикохимическими свойствами (обычно это минеральные масла различных марок), чем перекачиваемый теплоноситель, и тем самым обеспечить его надежную длительную работу. Кроме того, в этом случае используются для рабочих поверхностей опробированные материалы, проверенные и хорошо зарекомендовавшие себя в машинах других отраслей промышленности.
51
Рис. 3.5. Схема сегментного подшипника для герметичного насоса:
1 – зазор между сегментами; 2 – корпус; 3 – колодка упорного подпятника; 4 – стопор; 5,7 – винты крепления; 6 – основание; 8 – кольцо замковое; 9 – крышка; 10 – самоустанавливающийся сегмент; 11 – упорный бурт
Для иллюстрации сказанного рассмотрим радиальную опору насосов реактора БН-350 (схему насоса см. на рис. 2.16) — цельновтулочный гидродинамический подшипник (рис. 3.7). Он имеет сменную втулку 5, залитую баббитом Б-83. Ответной деталью является напрессованная на вал 1 втулка 5 из углеродистой стали с цементированной рабочей поверхностью. Смазка и охлаждение подшипника осуществляются принудительной циркуляцией масла под давлением [5].
В насосах реактора БН-350 оба радиальных подшипника (нижний и верхний) работают на масле и по конструкции идентичны. Усложненный слив из нижнего подшипника на рис. 3.7 объясняется тем, что в условиях затененности из-за отсутствия возможности увеличить длину консоли вала требуется, с одной стороны, исключить любую
52
Рис. 3.6. Схема самоустанавливающегося втулочного радиального подшипника:
1 – импеллер; 2 – втулка вала; 3 – сферическая опорная поверхность; 4 – вкладыш; 5 – вал; 6 – лабиринт
возможность перелива масла через выгородки и проникновение его по щели между валом 1 и холодильником 2 внутрь насоса, а с другой — свести к минимуму опасность закупорки сливных отверстий в случае попадания натрия по той же щели в масляную ванну (например, при непредусмотренных колебаниях давления в контуре). При нормальной эксплуатации насоса масло, сливающееся вниз из нижнего подшипника, поступает в кольцевую камеру 3, из нее стекает по восьми вертикальным трубкам под горизонтальную перегородку 7, закрепленную над дном ванны, а из этой кольцевой полости — в циркуляционный бак маслосистемы по сливному патрубку. Полости ванны нижнего подшипника. образованные кольцевой камерой и горизонтальной перегородкой, сообщаются между собой через зазоры между элементами. Выше горизонтальной перегородки в ванне нижнего подшипника имеются патрубок для аварийного слива масла в циркуляционный маслобак и датчик сигнализатора уровня масла емкостного типа, который срабатывает при повышении уровня масла в аварийной ситуации. Предполагается, что натрий, случайно выброшенный в ванну нижнего подшипника ГЦН, застынет на горизонтальной перегородке, не будет попадать под нее и забивать сливкой трубопровод масла.
53
Рис. 3.7. Схема гидродинамического радиального подшипника ГЦН реактора БН-350:
1 |
– |
вал; 2 – холодильник; 3 – кольцевая камера; 4 – втулка подшипника; 5 – втулка вала; 6 – корпус; |
7 – |
перегородка |
|
Порядок расчета радиальных ГДП . Общие положения. В подшипниках скольжения в зависимости от вида смазки различают коэффициенты трения при жидкостной, полужидкостной и граничной смазках.
При жидкостной смазке поверхности вала и подшипника разделены сплошной пленкой; непосредственное трение между металлическими поверхностями вала и подшипника отсутствует.
При полужидкостной смазке сплошность пленки нарушена и поверхности вала н подшипника соприкасаются своими микронеровностями на участках большей или меньшей протяженности. Этот вид смазки встречается при отсутствии механизма гидродинамической смазки.
При граничной смазке поверхности вала и подшипника соприкасаются полностью или на участках большой протяженности. Жидкостный слой, разделяющий поверхности трения, отсутствуют. Жидкость находится на металлических поверхностях только в виде адсорбированной пленки.
Здесь и далее подробнее см. В. М. Будов. Судовые насосы. Справочник. Л.: Судостроение, 1988.
54
При жидкостной смазке подшипники скольжения устойчиво работают в широком диапазоне эксплуатационных режимов.
Решение соответствующих уравнений гидродинамики дает возможность определить основные характеристики подшипника скольжения, работающего в режиме жидкостной смазки, несущую способность подшипника [3] :
W = |
μU 0 l |
ξ = |
μdωl |
ξ , |
ψ 2 |
|
|||
|
|
ψ 2 |
||
потери мощности на преодоление гидродинамического трения в смазочном слое
N = |
μU 02 l |
ξ1 = |
μd 2ω 2l ξ1 . |
|
|||
|
ψ |
ψ |
|
Количество смазывающего вещества, необходимое дл« обеспечения работоспособности подшипника:
Q = 0,5ψU 0ldq = 0,5ψld 2ωq.
В (3.1) — (3.3) безразмерные коэффициенты ξ, ξ1, q — функции геометрии опоры. Определение их является основной целью гидродинамической теории смазки. При создании методики расчета опор скольжения функции ξ, ξ1 и q табулируются или задаются в виде графиков в зависимости от какого-нибудь универсального геометрического параметра, характеризующего, как правило, форму и размеры смазочного слоя (например, от относительного эксцентриситета в радиальных подшипниках скольжения). В этих формулах ξ
—безразмерный коэффициент загруженности; ξ1 — безразмерный коэффициент
сопротивления перемещению; q — безразмерный коэффициент расхода; |
l, d — длина и |
диаметр подшипника; ω— угловая скорость; μ— динамическая вязкость; |
ψ = 2∆/d — |
относительный зазор.
Геометрические соотношения элементов подшипников. Работоспособность подшипника скольжения во многом определяется правильным выбором его конструкционных соотношений: относительного зазора, относительного ширмы; угла охвата подшипника.
Независимо от режима работы подшипника при полужидкостной, граничной или жидкостной смазке между валом и вкладышем подшипника должен быть предусмотрен зазор для образования жидкостной пленки.
В силу того что радиальный зазор ∆ оказывает существенное влияние на работоспособность подшипника в целом, и в первую очередь на минимальную толщину смазочной пленки hmin и максимальную температуру смазки в зазоре tmax, решающее значение имеет правильный выбор относительного зазора ψ, определяемого видом сопряжения вала и вкладыша.
55
Вобщем случае для выбора относительного зазора в зависимости от окружной скорости вращения U0 цапфы рекомендуется пользоваться эмпирической формулой
ψ= 0,8 ×10−8 4
U 0 .
Взависимости от нагрузки зазор выбирают на основании опыта и анализа работы опор аналогичных машин.
Диаметр цапфы обычно определяют, не только исходя из прочности и жесткости, но также из чисто конструкционных соображений, связанных с условиями размещения подшипников, уменьшения габаритных размеров машины и т. п. Длину рабочей части вкладыша l выбирают, учитывая, с одной стороны, допускаемую удельную нагрузку и тип машины, а с другой стороны, условия оптимальной нагруженности подшипника, тесным образом связанной с тепловыделением и теплоотводом.
Угол охвата подшипника зависит в основном от характера приложения нагрузки и его конструкционных особенностей. Как правило, для подшипников, которые воспринимают нагрузки, постоянные по направлению, применяют вкладыш с углом охвата α < 180°. Вкладыши с углом охвата α > 180° используют для опор, на которые действуют переменные по направлению нагрузки.
Критерии работоспособности. Критериями работоспособности опор скольжения являются допускаемая температура в рабочей зоне подшипника и минимальная толщина смазочной пленки.
Несущая способность смазочной пленки может быть потеряна вследствие чрезмерного нагружения опоры при малой скорости скольжения либо вследствие теплового разрушения. Как известно, сопротивление продавливанию сильно увеличивается с уменьшением толщины пленки, поэтому потеря грузоподъемности в опоре трения происходят в основном по причине теплового разрушения смазывающей пленки.
Вотличие от идеальных подшипников в реальных трущиеся поверхности имеют шероховатости, искажения геометрической формы, а иногда деформации и монтажные перекосы осей, поэтому в реальных подшипниках разделение трущихся поверхностей вкладыша и цапфы смазочным слоем наступает при значительно большей толщине слоя. чем
толщина граничного слоя смазки, равной для многих случаев 0,1 — 0,3 мкм. Работа подшипника при жидкостной смазке устойчива при соблюдении условия hmin ≥ (hкр Предельная толщина слоя hкр, являющаяся границей перехода подшипника из смешанного режима в режим жидкостной смазки или обратно, называется критической минимальной толщиной смазочного слоя. Невыполнение этого условия ведет к появлению режима, когда» возможны местные перегревы и повреждения поверхностей. В более
56
тяжелых случаях возможно возникновение полужидкостной смазки, вызывающей заедание и заклинивание деталей при относительном движении. В общем случае
hкр = hц + hв + hп + hд + hн,
где hц и hп— высоты микронеровностей поверхностей цапфы и подшипника;
hв, hд, hн — величины, учитывающие соответственно перекос, прогиб упругой линии вала по длине подшипника, отклонение от профиля продольного сечения цапфы и вкладыша (бочкообразность, конусность).
Расчет при установившемся режиме работы. Если подшипник находится под воздействием постоянной по значению и направлению нагрузки и скорость относительного перемещения поверхностей трения в номинальном режиме неизменна (стационарная задача гидродинамической теории смазки), то основные характеристики подшипника определяют по (3.1) — (3.3).
Расчетные зависимости (3.1) — (3.3) содержат ряд параметров, связанных друг с другом. К числу основных данных, известных в начале проектирования подшипника, относятся нагрузка на опору (значение и направлению), частота вращения вала, размеры вала (в частности, диаметр вала возле подшипника). расстояние между опорами и температура окружающей среды.
К величинам, в большинстве случаев неизвестным, относятся диаметр цапфы (его определяют из условия прочности или по диаметру вала с учетом галтелей, буртиков, переходов), длина вкладыша подшипника (выбирают по отношению l/ d, более или менее типичному для опор, подобных проектируемой).
Выбрав l и d определяют среднюю удельную нагрузку
pm = W/ (dl).
При выборе материала подшипника следует учитывать прежде всего опыт эксплуатации аналогичных конструкций.
По выбранному среднему значению относительного зазора подбирают соответствующую посадку и уточняют предельные и средние значения зазора.
Точность, изготовления и параметры шероховатости рабочих поверхностей цапфы и вкладыша выбирают в зависимости от типа подшипника, условий эксплуатации, предполагаемых значений относительного эксцентриситета χ и минимальной толщины смазочного слоя hmin (эти две величины определяют при последующем гидродинамическом расчете).
Определив W , ω, l, d, 
, выбрав материал вкладыша и подобрав систему и сорт смазки, можно приступить к гидродинамическому расчету подшипника
При гидродинамическом расчете прежде всего определяют безразмерный коэффициент нагруженности ξ затем находит соответствующее значение χ и вычисляют
57
минимальную толщину смазочного слоя hmin, далее определяют hкр и проверяют, выполнено ли условие
hmin ³ hкр + 2.
Эту стадию расчета следует рассматривать как предварительную, потому что при уточнении температуры смазочного слоя динамическая вязкость масла может отличаться от той, которая намечена предварительно. Для определения температуры смазки в рабочей зоне и подсчета энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивления жидкости вращению цапфы, находят значения ξ1, соответствующее значению χ, полученному на первой стадии расчета. Затем вычисляют расход смазки Q, протекающей через подшипник. и проверяют условие теплового равновесия.
Если это условие не удовлетворено, то вносят коррективы и повторяют расчет до тех пор, пока в результате последовательных приближений оно не будет выполнено.
Гидродинамические осевые подшипники составляют самую распространенную группу опор в насосах. Несущая способность у них обеспечивается давлением, создаваемым диском пяты, жестко закрепленным на валу насоса и увлекающим смазку в суживающийся по направлению вращения зазор между диском и подпятником. В герметичных ГЦН гидродинамические осевые подшипники работают на маловязкой водяной смазке (перекачиваемом теплоносителе), и с учетом ограничения по геометрическим размерам подпятник в этих опорах целесообразно выполнять в виде сплошного кольцевого диска. Обеспечить надежность работы осевого подшипника такой конструкции удается за счет малых удельных нагрузок (0,1—0,2 МПа) и подбора эффективного профиля рабочей поверхности кольцевого подпятника.
Некоторые из наиболее рациональных конструкционных решений подпятников показаны на рис. 3.8—3.12.
1.Подпятник с плоской рабочей поверхностью, разделенной на отдельные секторы (рис. З.8). Между двумя соседними секторами имеются канавки, через которые к трущимся поверхностям подводится смазка.
2.Подпятники, разделенные на секторы, каждый из которых имеет скос, суживающийся в направлении вращения диска пяты (рис 3.9). Уклон поверхности
сектора составляет |
около ( 1 — |
3) · 10 -3. Наиболее эффективны подпятники, |
у которых имеется |
уклон и |
в направлении от внутреннего радиуса диска к |
наружному, что позволяет использовать инерцию вращения.
58
Рис. 3.8. Схема кольцевого подпятника с плоской рабочей поверхностью:
1 |
|
– сектор; 2 – канавка для подвода смазки; 3 – эпюра распределения давления в рабочем зазоре; |
4 |
– |
диск пяты |
Рис. 3.9. Схема кольцевого подпятника со скошенными ступеньками:
1 – подпятник; 2 – эпюра распределения давления в рабочем зазоре; 3 – диск пяты
3. Подпятники, разделенные канавками на отдельные секторы, в которых часть поверхности занижена ступенькой, составляющей несколько тысячных долей от длины сектор. Канавки могут быть открытыми (рис. 3.10, а) и закрытыми (рис. 3.10,б) Закрытые канавки сложнее в изготовлении, однако обладают большей эффективностью, поскольку боковые буртики снижают утечку жидкости из эоны высокого давления. Заниженная поверхность должна быть параллельна поверхности контакта для обеспечения максимальной несущей способности.
Рис. 3.10. Схема кольцевого подпятника с открытой (а) и закрытой (б) плоскими канавками:
1 – поверхность контакта; 2 – канавка; 3 – эпюра распределения давления в рабочем зазоре
59
Рис. 3.11. Схема кольцевого подпятника со спиральными канавками:
|
|
|
|
1 – плоскость; 2 – |
канавка |
|
|
|
|
4. |
Подпятники со |
спиральными |
канавками |
на |
плоской |
поверхности |
|||
(рис. |
3.11). |
Форма и |
направление |
сужения |
канавок |
могут |
быть самыми |
||
разнообразными, однако |
глубина |
должна |
быть |
сравнима |
с расчетной |
||||
толщиной |
пленки (10—100 |
мкм) и постоянна как в направлении оси канавки, так |
|||||||
ив направлении, перпендикулярном к ней.
5.Подпятник с закрытым нагнетательным карманом Рейлея (рис. 3.12), в которых контакт диска с подпятником осуществляется только по периметру сектора шириной B. Остальная часть сектора занижена. В заниженной части сектора выделяются четыре зоны: узкая канавка с отверстием для подачи жидкости, ступень,
заглубленная по отношению к поверхности контакта на 1—5 мкм, гидростатический карман глубиной hmin = 100 мкм и узкая щель для сброса отработавшей жидкости.
Рис. 3.12. Схема подпятника с карманом Рейлея:
а |
– |
сектор подпятника (вид сверху); |
б – эпюра распределения давления в рабочем зазоре; в – |
подпятник в |
||
разрезе; 1 – щель для сбора жидкости; 2 |
– гидростатический карман; 3 – ступень ; 4 |
– |
канавка; |
|||
5 |
– |
отверстие для подачи смазки; 6 – |
диск |
пяты; 7 – подпятник |
|
|
60