Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Подшипники жидкостного трения турбин как объект исследования 10
1.1. Конструкции, условия работы и критерии работоспособности подшипников жидкостного трения турбин 10
1.2. Современное состояние вопроса расчета опор жидкостного трения 27
1.3. Структура, объекты, задачи исследования 35
1.4. Выводы 36
Глава 2. Результаты экспериментального исследования радиального гидродинамического подшипника, смазываемого водяным конденсатом 38
2.1. Экспериментальные исследования радиального подшипника жидкостного трения турбин 38
2.2. Вывод критериальных уравнений для расчета характеристик подшипника жидкостного трения турбин 55
2.3. Результаты обработки экспериментальных данных 58
2.4. Выводы 59
Глава 3. Расчет характеристик радиальных подшипников жидкостного трения турбин 61
3.1 Математическая модель неизотермического турбулентного течения смазоч ного материала 61
3.2. Численное определение характеристик радиального подшипника жидкостного трения 71
3.3. Статические характеристики радиального подшипника жидкостного трения 80
3.4. Динамические характеристики радиального подшипника жидкостного трения 89
3.5. Сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований радиального подшипника скольжения диаметром 420 мм на водяном конденсате 105
3.6. Выводы 109
Глава 4. Вопросы практического применения радиальных подшипников жидкостного трения турбин, работающих на водяном конденсате 112
4.1. Практические рекомендации по применению подшипников жидкостного трения турбин, работающих на водяном конденсате 114
4.2. Расчетные исследования радиальных подшипников турбоагрегата Губкин-ской ТЭЦ на водяном конденсате 143
4.3. Обобщение результатов и оценка экономической эффективности 156
4.4. Выводы 162
Заключение 164
Список литературы 166
Приложения 175
- Современное состояние вопроса расчета опор жидкостного трения
- Вывод критериальных уравнений для расчета характеристик подшипника жидкостного трения турбин
- Численное определение характеристик радиального подшипника жидкостного трения
- Расчетные исследования радиальных подшипников турбоагрегата Губкин-ской ТЭЦ на водяном конденсате
Введение к работе
Актуальность темы. Подшипники скольжения широко используются в энергетическом оборудовании тепловых и атомных электростанций, на транспорте, на объектах строительной индустрии, на компрессорных станциях. В качестве смазочного материала в подшипниках и системах автоматического регулирования в основном используются дорогостоящие минеральные масла. Статистика свидетельствует, что примерно 20 % аварий элементов турбоагрегатов составляют аварии с подшипниками, приводящие к тяжелым повреждениям и длительным простоям оборудования. Особое место в статистике аварий занимают пожары, возникающие в турбинных цехах электростанций главным образом из-за возгорания нефтяного турбинного масла, находящегося в системе смазывания подшипников турбоагрегатов и гидравлических системах регулирования. Пожары на электростанциях приносят громадный материальный ущерб, вызванный необходимостью замены и ремонта поврежденного оборудования и строительных сооружений, недоотпуском электроэнергии.
Радикальным решением проблемы пожаробезопасности турбоагрегатов может стать применение для смазки подшипников водяного конденсата с добавлением ингибиторных антикоррозионных присадок. Использование водяного конденсата в системе смазки дает возможность повысить пожаробезопас-ность турбоагрегатов и электростанций в целом, увеличить надежность и безопасность эксплуатации, а также эффективность работы турбоагрегатов. Доступность и нетоксичность водяного конденсата позволяет снизить расходы на смазочные материалы и повысить экологические показатели котлотурбинных цехов станций.
Однако низкая вязкость водяного конденсата и его повышенная коррозионная активность создают значительные проблемы при замене минеральных масел на водяной конденсат. Снижение коррозионной активности достигается применением специальных ингибиторных присадок. Основное внимание в дис сертационной работе сосредоточено на комплексном анализе возможности использования водяного конденсата в радиальных подшипниках турбин.
Однако в этом случае возникает необходимость обеспечения достаточной грузоподъемности подшипников скольжения и требуемых динамических характеристик, гарантирующих устойчивую работу ротора. Отсутствие надежных методик и инструментальных средств расчета, практических рекомендаций по использованию подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом, а также очевидная практическая выгода от перехода на смазывание опор скольжения водяным конденсатом, обуславливают актуальность и целесообразность выполнения данной работы.
Объектом исследования являются подшипники скольжения турбомашин, смазываемые водяным конденсатом.
Предметом исследования являются статические и динамические характеристики подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом.
Целью работы является совершенствование методик расчета подшипников жидкостного трения, работающих на водяном конденсате в условиях неизотермического турбулентного течения смазочного материала, разработка инструментальных средств расчета характеристик таких подшипников и повышение, на их основе, эффективности и безопасности подшипников жидкостного трения.
Научная новизна работы заключается в том, что:
Разработана математическая модель течения водяного конденсата в кольцевом зазоре подшипника жидкостного трения, отличающаяся учетом неизотермического турбулентного течения маловязкого смазочного материала и возможностью расчета характеристик подшипников в режиме пуска и остайонЗыполнено уточнение формулы Рейхардта для расчета коэффициентов турбулентной вязкости подшипников жидкостного трения, работающих в условиях смазки водяным конденсатом.
Получены критериальные уравнения, позволяющие моделировать реальные условия протекания физических процессов в подшипниках жидкостного трения и рассчитывать их характеристики в условиях смазки водяным конденсатом.
Выявлены закономерности влияния рабочих и геометрических параметров на несущую способность и динамические характеристики подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом.
Разработано программное обеспечение для расчета статических и динамических характеристик подшипников скольжения с учетом турбулентного неизотермического течения смазочного материала в зазоре подшипника.
Методы исследования. Расчет полей давлений в смазочном слое подшипника скольжения осуществлялся на основании совместного решения уравнений Рейнольдса, баланса энергий и расходов, а также соотношений для термодинамических параметров смазочного материала. Решение системы уравнений проводилось методом конечных разностей с использованием пятиточечного конечно-разностного шаблона. Численное решение задачи расчета статических и динамических характеристик подшипника, смазываемого водяным конденсатом проводилось с помощью разработанного в среде Borland Delphi профаммного обеспечения.
Критериальные уравнения, описывающие теплофизические процессы в смазочном слое получены на основе методов теории подобия и размерностей. Экспериментальные данные обрабатывались методами множественной регрессии в профамме MS Excel.
Динамические характеристики смазочного слоя (коэффициенты жесткости и демпфирования) определялись на основе метода возмущений после нахождения равновесного положения цапфы ротора на кривой подвижного равновесия численным дифференцированием по соответствующим кинематическим параметрам.
Устойчивость движения ротора определялась в рамках линейного подхода на основе решения характеристического уравнения с учетом рассчитанных данных для динамических коэффициентов жесткости и демпфирования подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом.
Достоверность полученных результатов обеспечивается корректностью постановки задачи, обоснованностью используемых теоретических зависимостей, принятых допущений и ограничений, применением известных математических методов и подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, а также внедрением полученных результатов в промышленности. Теоретическая значимость и практическая ценность работы, В разработанной математической модели, учитывающей неизотермическое турбулентное течение маловязкого смазочного материала в кольцевом зазоре подшипника жидкостного трения, выполнено уточнение формулы Рейхардта для расчета коэффициентов турбулентной вязкости подшипников жидкостного трения при смазке водяным конденсатом.
Выполнены исследования статических и динамических характеристик подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом, и выявлено влияние на них рабочих и геометрических параметров подшипников. На основе полученных результатов обоснована работоспособность опоры скольжения, использующей в качестве рабочего тела водяной конденсат.
Полученные критериальные уравнения для подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом, позволяют моделировать реальные условия протекания физических процессов в них и рассчитывать их характеристики в практических условиях.
Разработано программное обеспечение, позволяющее выполнять проектировочные и проверочные расчеты несущей способности и динамических характеристик подшипников, смазываемых водяным конденсатом.
По результатам исследований разработаны рекомендации по практическому использованию водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки турбомашин, смазываемых водяным конденсатом.
Реализация работы. Результаты расчетных исследований радиальных подшипников скольжения турбоагрегата №3 Губкинской ТЭЦ при замене в системе смазки масла на водяной конденсат и эскизы реконструкции данных подшипников рекомендованы в ОАО "Белгородэнерго". Результаты диссертационной работы также внедрены в ЗАО "Энергомаш (Белгород)" и в учебном процессе в Белгородском государственном технологическом университете им. В.Г. Шухова.
Личный вклад. Выполнен анализ современного состояния проблемы замены минеральных масел на водяной конденсат в радиальных подшипниках скольжения турбомашин. На основе результатов сравнительного анализа экспериментальных и теоретических исследований подшипников скольжения, смазываемых маловязкой жидкостью (водяным конденсатом), получен уточненный коэффициент турбулентной вязкости, который используется в разработанной математической модели расчета радиальных подшипников скольжения, работающих в условиях неизотермического турбулентного течения смазочного материала.
Получены новые экспериментальные и теоретические обобщающие критериальные уравнения, позволяющие моделировать реальные условия протекания физических процессов и рассчитывать характеристики подшипников жидкостного трения при условии использования в качестве смазочного материала водяного конденсата. Исследовано влияние рабочих и геометрических параметров подшипников жидкостного трения на их несущую способность, динамические характеристики (коэффициенты жесткости и демпфирования) и статические характеристики в условиях турбулентного неизотермического течения маловязкого смазочного материала (водяного конденсата).
Разработано программное обеспечение, позволяющее прогнозировать несущую способность, динамические и статические характеристики радиальных подшипников скольжения, работающих на водяном конденсате.
Выработаны рекомендации по практическому применению водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки турбомашин.
Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на: III Международной научно-практической конфе-ренции-школе-семинаре молодых ученых, аспирантов и докторантов, посвященной памяти В. Г. Шухова "Современные проблемы строительного материаловедения", Белгород, 2001г.; VIII Всероссийской научно-практической конференции "Современные технологии в машиностроении", Пенза, 2004 г.; Международной научно-практической конференции "Достижения ученых XXI века", Тамбов, 2005 г.; Международной научно-практической конференции "Наука на рубеже тысячелетий", Тамбов, 2005 г., а также на научных семинарах профессорско-преподавательского состава кафедры "Энергетика теплотехнологии" БГТУ им. В. Г. Шухова, научном семинаре кафедры "Динамика и прочность машин" Орловского государственного технического университета (2006 г.) и научном семинаре кафедры "Информатика и вычислительная техника" Белгородского государственного университета (2006 г.).
Публикации. Основные положения диссертационной работы изложены в семи печатных работах.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы и приложений. Общий объем работы -211 страниц. В ней содержится 73 рисунка, 35 таблиц, список литературы из 81 наименования.
Современное состояние вопроса расчета опор жидкостного трения
Основателем гидродинамической теории смазки является выдающийся русский ученый Н. П. Петров [46], который впервые показал, что явления, происходящие в смазочном слое, можно описать уравнениями гидродинамической вязкой жидкости. На основании решения уравнений Навье-Стокса для движения смазки в зазоре между соосными шипом и подшипником бесконечной длины Н. П. Петров получил формулы гидродинамической теории, позволяющие определять силы и моменты сил трения на поверхности шипа. Однако допущения о соосности шипа и подшипника резко ограничило область применения его теории. Следующий шаг в теории смазки был сделан Н. Е. Жуковским в работе [16], опубликованной в 1886 г. Н. Е. Жуковский впервые выдвигает идею об эксцентричном положении осей шипа и подшипника. Решая задачу для подшипника железнодорожного вагона, он показывает справедливость выдвинутого предположения. В работе используется допущение о прилипании частиц жидкости к рабочим поверхностям и учитывается кривизна слоя и часть сил инерции. Большой вклад в гидродинамическую теорию смазки внес О. Рейнольде [56], получивший из основных уравнений движения жидкости следующее приближенное уравнение для определения давлений, развивающихся в смазочном слое подшипника: где X, Z соответственно окружная и осевая координаты смазочного слоя; Н - толщина слоя; Р - давление; V2 - скорость шипа; Ui, Ui - касательная и нормальная скорости рабочей поверхности подшипника; ц - коэффициент динамической вязкости масла.
Таким образом, в постановке О. Рейнольдса задача существенно упрощается и сводится к решению одного дифференциального уравнения для давлений в смазочном слое. Следует отметить, что в основу теории смазки О. Рейнольдса положены теоретически правильные допущения о малости толщины смазочного слоя по сравнению с прочими геометрическими размерами подшипника, об эксцентричном положении осей вала и подшипника, о ламинарности течения на границе между твердым телом и вязкой жидкостью, которые впоследствии получили экспериментальное подтверждение. Реинольдсу не удалось найти точного решения полученного им уравнения (1.1). В приближенном решении для плоского потока функция давления представлялась в виде тригонометрического ряда. Однако решение было громоздким и не пригодным для практического применения, так как даже при малых относительных эксцентриситетах (менее 0,6) необходимо брать не менее 14 членов ряда. Точное решение приближенного уравнения О. Рейнольдса при условии L/d- oo получено А. Зоммерфельдом [12]. Интегрирование уравнения выполне- но для половинного и цилиндрического вкладышей в предположении полного заполнения зазора смазкой при нулевых значениях давлений в точках максимальной и минимальной толщин смазочного слоя. Эти предположения привели его к утверждению, что в масляной пленке должны развиваться отрицательные давления по величине равные положительным. Предположение Зоммерфельда о наличии отрицательных давлений в масляной пленке является одной из основных причин несоответствия между теорией и экспериментальными данными. Н. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин [17], используя допущения гидродинамической теории смазки, решили уравнение движения Навье - Стокса для без-инерционного течения. Задача решена в биполярной системе координат Неймана для подшипника бесконечной длины. Анализ гидродинамической теории Жуковского - Чаплыгина показывает, что ее применение целесообразно для случая скольжения поверхностей с большими зазорами. Работами Н. П. Петрова, Н. Е. Жуковского, С. А. Чаплыгина, О. Рейнольд-са и А. Зоммерфельда заложены основы гидродинамической теории смазки, получившие в дальнейшем значительное развитие. В настоящее время известно большое количество приближенных методов расчета подшипников скольжения. К числу наиболее распространенных относятся методики, описанные в работах А. К. Дьячкова [14, 15, 18], М И. Яновского [80], М. В. Коровчинского [35], Д. С. Коднира [33]. А. Камерона [31], А. П. Зырянова [21], И. Я. Токаря [68] и др. Объединяет их общее допущение об изотермичности течения масла. Полученные результаты расчетов лишь качественно объединяют течение масла и имеют значительное расхождение с экспериментальными данными, особенно при высоких скоростях и больших нагрузках. Возрастание мощности паровых турбин привело к росту окружных скоростей и удельных нагрузок, и следовательно, к увеличению тепловыделений в масляном слое. Поэтому при расчете подшипников стало необходимым учитывать теплообмен. В связи с этим появились работы, в которых совместно решались уравнения Рейнольдса и энергии. В работах П.З. Попова [51, 52], В.А. Максимова и И.В. Хамидуллина [40], М.В. Коровчинского [35] решалась адиабатная задача. Предполагалось, что все тепло, выделившееся в слое, уносится маслом, то есть теплообмен на опорных поверхностях отсутствовал. Развитие вычислительной техники позволило существенно усложнить математическую модель течения масла в подшипниках скольжения. В настоящее время появился ряд работ, в которых исследование гидродинамических процессов в подшипниках скольжения включает совместное решение уравнений Рейнольдса, энергии и теплопроводности для неподвижной детали подшипника. В работе [38] показано, что материал подшипника, температура окружающей среды слабо влияют на интегральные характеристики подшипника. Установлено, что существует переток тепла из более нагретых зон к более холодным через вкладыш подшипника. Принято допущение, что распределение давления слабо влияет на распределение температур. В работах [63, 65, 68] учитывалось влияние полей давлений и температур, но подшипник считался бесконечно широким. В уравнении теплопроводности изменение температуры учитывалось только в радиальном направлении. Авторы работ [57, 74, 75] решили термогидродинамическую задачу с учетом трехмерного распределения температуры в смазочном слое и двухмерного распределения ее в теле подушки. Было установлено, что максимальная температура масла находится в смазочном слое, а характеристики подшипника зависят в основном, от перепада температуры по толщине слоя.
Вывод критериальных уравнений для расчета характеристик подшипника жидкостного трения турбин
Исходя из теории подобия и анализа рассматриваемой математической модели, теплофизические процессы, происходящие во втулочных подшипниках, могут быть обобщены критериальными уравнениями вида: В качестве функции и аргументов используются безразмерные комплексы: Re, Eu, KV) Кр, отражающие влияние основных режимных и геометрических параметров [11]. Значения комплексов определяются из выражений: где U = й« - окружная скорость; D - диаметр вала; gH - т г\ - удельная на- G грузка на подшипник; Wpara = г г Г" - среднерасходная скорость смазочной жидкости в торцевом сечении, определяющая расход G через один торец; ДР - перепад давлений в подшипнике; L - ширина подшипника, п - частота вращения вала.
Полученные в ходе экспериментальных измерений данные были обработаны по методу множественной регрессии для построения критериальных уравнений. Для базового варианта подшипника они имеют вид: - для определения расхода смазочной жидкости: - для расчета максимальной температуры рабочей поверхности подшип ника: - для расчета коэффициента сопротивления: N - потери мощности на трение в подшипнике, Ттах - максимальная температура несущего вкладыша. Физические параметры v, р определены по То. Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (2.3) - (2.5) от экспериментальных составили соответственно 0,61 %; 0,52 %; 0,85 %. Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 0,23 Кр 0,93; 0,078 Kv 0,156; 2,44 - 107 Re 4,89 107; 0,013 Ей 0,053. Рассмотрим более подробно получение критериальных уравнений на примере уравнения для определения расхода смазочной жидкости: Соответственно значения безразмерных комплексов Re и Ей определяются из выражений (2.2), а коэффициент расхода Kv из (2.6). После того как определены вышеуказанные значения, необходимо их прологарифмировать, то есть первоначальное уравнение: приводится к следующему виду: Далее с помощью приложения Microsoft Excel в пункте сервис выбираем подпункт анализ данных, после этого выбираем инструмент анализа: регрессия. В качестве входного интервала Y подставляются прологарифмированные значения коэффициента расхода Kv, а в качестве входного интервала X соответственно прологарифмированные значения безразмерных комплексов Re и Ей и производится расчет. По результатам расчета ш.тодиіся слелую.иая информация: Переменная XI является показателем -м м-і.и vi.j,-. ": - 1«-----i.-. :wii. -nut-плекса Re, а переменная Х2 соответственно является показателем степени (t2) для безразмерного комплекса Ей. Для определения значение А в (2.7) необходимо взять EXP полученного значения Y-пересечение. После соответствующих расчетов получаем критериальное уравнение для определения коэффициента расхода уже в окончательном виде. Далее определяется средняя относительная погрешность между значениями коэффициента расхода полученными в ходе эксперимента и вычисленными по полученному критериальному уравнению. На основе полученных критериальных уравнений получены расчетные графики для расхода смазки в подшипнике, потерь мощности и нагрева при разных частотах вращения. На основании анализа полученных экспериментальных результатов можно сделать следующие основные выводы: 1. Установлена принципиальная возможность работы радиальных подшипников скольжения на водяной смазке. 2. В интервале исследованных нагрузок от 0 до 400 кН и частот вращения до 60 1/с нагрев рабочей поверхности втулочного подшипника не превышал 9 С. При расчетном значении параметров, соответствующем нагрузке 200 кН частоте вращения 50 1/с нагрев составил 5 С, а максимальная температура поверхности несущего вкладыша 43 С. Это объясняется высокой теплопроводностью воды, малой ее вязкостью и низким уровнем тепловыделения в смазочном слое. 3. Для подшипников втулочного типа увеличение частоты вращения при водит к существенному росту температуры рабочей поверхности, нагреву сма зочной жидкости в подшипнике, мощности трения, толщины смазочного слоя. В интервале малых частот вращения (от 0 до 20 1 /с) отмечается неустойчивая работа подшипника в гидродинамическом режиме. При частоте вращения 50 1/с и нагрузке 200 кН минимальная толщина смазочного слоя в среднем сечении составила 0,079 мм. Снижение частоты вращения приводит к резкому уменьшению толщины смазочного слоя и уже при частоте вращения 30 1/с она составляет 0,03 мм и имеет тенденцию к дальнейшему снижению. Расход смазочной жидкости с увеличением частоты вращения остается практически неизменным. 4. С увеличением нагрузки на подшипник возрастают давление в смазочном слое, температура рабочей поверхности, мощность трения. Так, в интервале нагрузок 100 - 400 кН максимальная температура возросла на 16 С и составила 54 С при частоте вращения 50 1/с. Мощность трения при этом увеличилась от 84 кВт до 112 кВт. 5. Сравнение характеристик втулочного подшипника, работающего на нефтяном масле и водяной смазке, показывает преимущество водяного подшипника.
При нагрузке 200 кН и частоте вращения 50 1/с температура масляного подшипника на 36 С, а мощность трения на 107 кВт выше, чем водяного. Низкий уровень потерь на трение в водяных подшипниках является резервом повышения экономичности турбоагрегата. 6. Результаты экспериментальных исследований обобщены критериальными уравнениями, позволяющими получать расчетные значения расхода смазочной жидкости G, максимальной температуры несущего вкладыша Ттах, потерь мощности на трение N.
Численное определение характеристик радиального подшипника жидкостного трения
Решения уравнений (3.7) - (3.14) отыскивались в конечных разностях методом установления с использованием локально-одномерных схем. Численное решение уравнений осуществлялось с применением неявных разностных схем аппроксимации. Анализ исходных дифференциальных уравнений показывает их разнотипность, что приводит к необходимости применения различных методик их численного решения. Аппроксимация производных в уравнении Рейнольдса выполнялась по стандартной трехточечной схеме, которая обеспечивает абсолютную устойчивость счета. Отсутствие производных второго порядка от температуры по продольным координатам в уравнении переноса тепла приводит к тому, что для их решения по неявной схеме оставшиеся производные первого порядка не могут быть заменены симметричной разностью, так как при этом не выполняются условия положительной аппроксимации, необходимые для устойчивости метода прогонки. Известные способы получения устойчивых неявных разностных схем для решения задач пограничного слоя весьма громоздки, требуют применения мелких пространственно-временных сеток и приводят к потере основного преимущества неявных схем - экономичности. Для преодоления перечисленных трудностей, аппроксимация производных первого порядка в і-м узле сетки по координатам х и z осуществляется с помощью комбинации вида где слагаемые представляют собой производные в i-l и i+1 узлах, записанные с весом Р по известным трехточечным односторонним шаблонам соответственно вперед и назад с погрешностью 0 (Ах"). Ах - шаг конечно-разностной сетки по координате х. Алгебраические преобразования дают рабочую формулу: Значения веса могут изменяться от 0 до 1. При р = 0,5 получается обычная симметричная аппроксимация с наименьшей погрешностью 0 (Ах2). В зависимости от знака коэффициента перед производной комплекс (3.38) удовлетворяет условиям устойчивости при 0 Р 0,25 или 0,75 р 1. Изменение р в процессе прогонки на устойчивости решения не сказывается [4, 45,60]. Рассмотрим решение уравнения энергии методом установления.
Для этого условно введем в него производную искомой функции по времени. Получим модернизированное уравнение в виде Если \/ijkm 0, то величина пространственного веса принималась равной 0,8. Если і/укт 0, то р - 0,2. Уравнения (3.41)-(3.43) решались методом прогонки. Прогоночные коэффициенты определялись по рекуррентным зависимостям: Аналогично определяются прогоночные коэффициенты Sjj Wj и S , Wk. Значения прогоночных коэффициентов в первых узлах сетки определялись исходя из граничных условий. Для граничных условий первого рода значения S] и Wi находились из выражений В ходе обратной прогонки вычислялись значения температур на соответствующих временных слоях: Распределение температур на (т+1) временном слое и являлось решением уравнения энергии в данном приближении. Таким же методом решалось и уравнение Рейнольдса (3.7), но поскольку данное уравнение решалось в двухмерной постановке, то и расщепление уравнения происходило в двух направлениях "х" и "z".
Алгоритм численного решения задачи: 1. Ввод исходных данных задачи. В качестве исходных данных вводились размеры пространственной сетки, температура и давление водяного конденсата на входе в рабочий зазор, нагрузка, геометрические размеры подшипника, относительный эксцентриситет и в первом приближении угол нагрузки. Исходное распределение толщин определяется по начальному значению угла нагрузки. С помощью выражений (3.27) - (3.30) рассчитываются теплофизические характеристики смазочной жидкости, которые, будучи подставленными в (3.6), позволяют определить безразмерные комплексы, входящие в уравнение энергии. Задавались начальные поля давлений и температур, которые принимались одинаковыми во всем зазоре и равными значениями на входе в зазор. 2. Решение уравнения Рейнольдса. Вначале производится решение уравнения Рейнольдса (3.7) без учета турбулентной вязкости. Затем вычисленные значения давлений используются для определения скорости "и" (3.12) и турбулентной вязкости (3.21) - (3.24), после чего вновь решается уравнение Рейнольдса, уже с новыми значениями вязкости. Итерации продолжаются до тех пор, пока значения коэффициентов нагрузки rjH = PHif/ /цо К-і , вычисленные по давлениям, полученным в ходе двух последовательных итераций, будут отличаться не более чем на 0,1 %.
Расчетные исследования радиальных подшипников турбоагрегата Губкин-ской ТЭЦ на водяном конденсате
Данная часть работы выполнена по заданию ОАО "Белгородэнерго", с целью определения возможностей перевода подшипников турбоагрегатов Губ-кинской ТЭЦ на водяной конденсат. Расчеты выполнены для гидродинамического режима. По приведенной выше методике проведены расчетные исследования радиальных подшипников, смазываемых водяным конденсатом, для опор жидкостного трения турбоагрегата №3 Губкинской ТЭЦ. Исследовано влияние геометрических и режимных параметров на показатели работоспособности опор трения и прежде всего на минимальную толщину несущей пленки. В качестве объекта исследований выбрана турбина Р-10 (AT-12) производства УКД "Дукла". В расчетах приняты следующие исходные данные: - номинальная частота вращения ротора: n = 3000 об/мин; - нагрузка на подшипники ЦВД: Рн = 4800 кг; - диаметры подшипников ЦВД: D = 0,2/0,25 м; - ширина опорной поверхности подшипников ЦВД: L = 0,16 м; - нагрузка на подшипники ЦНД: Рн = 7000 кг; - диаметры подшипников ЦНД: D = 0,2/0,18 м; - ширина опорной поверхности подшипников ЦНД: L = 0,16/0,15 м; - нагрузка на подшипник электрогенератора: Р„ = 9000 кг, - диаметр подшипника Э.Г.: D = 0,2 м; - ширина опорной поверхности подшипника Э.Г.: L = 0,25 м. Приведенные выше нагрузки на подшипники будем считать равномерно распределенными по опорам, т.е. на каждый из подшипников будем принимать половину общей нагрузки и расчеты делать по подшипнику меньшего диаметра, что создает определенный запас в прогнозировании. Расчеты произведены для нижней нагруженной части подшипника. Ниже приведены результаты расчетных исследований подшипников на водяном конденсате в гидродинамическом режиме. На рис. (4.23 - 4.25) представлено влияние радиального зазора, частоты вращения вала и радиальной нагрузки на рабочие характеристики подшипника ЦВД. Результаты расчетов приведены в табл. (4.13 - 4.15). Как видно из приведенных расчетов, характер изменения рабочих характеристик исследуемых подшипников как при изменении радиального зазора, частоты вращения вала, радиальной нагрузки, остается таким же, как и при расчетах подшипника 420 мм, приведенных в третьей главе. Так с уменьшением радиального зазора возрастает минимальная толщина смазочного слоя, максимальная температура рабочей поверхности вкладыша увеличивается.
Расход смазочной жидкости при этом существенно снижается, потери мощности на трение незначительно уменьшаются. С увеличением частоты вращения с 1500 до 3000 об/мин значительно увеличиваются потери мощности на трение. Также возрастают и остальные рабочие характеристики подшипника. Увеличение радиальной нагрузки приводит к существенному снижению минимальной толщины смазочного слоя, при этом расход смазочной жидкости увеличивается. Потери мощности на трение и максимальная температура рабочей поверхности вкладыша также увеличиваются. Результаты численных исследований обобщены критериальными уравнениями, позволяющими получать расчетные значения расхода смазочной жидкости, максимальной температуры несущего вкладыша, потерь мощности на трение. Получены следующие обобщающие зависимости: - для подшипника №1 генератора ТЭЦ Эсхар Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (4.1)-(4.3) от численных составили соответственно 2,2 %; 0,05 %;0,19%. Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 0,54 Кр 2,14; 0,029 Kv 0,031; 9,06 106 Re 1,81-107;0,005 Еи 0,021. - для подшипника №2 генератора ТЭЦ Эсхар Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (4.4) - (4.6) от численных составили соответственно 1,9 %; 0,57 %; 0,5 %. Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 0,4 Кр 1,6; 0,027 Kv 0,033; 9,06 106 Re 1,81 - 107; 0,005 Ей 0,021. - для подшипника возбудителя генератора ТЭЦ Эсхар Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (4.7) - (4.9) от численных составили соответственно 0,77 %; 0,19 %; 0,32 %, Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 1,41 Кр 5,62; 0,026 KV 0,029; 1,15- 106 Re 2,3 106; 0,041 Eu 0,166. - для подшипника ЦВД Губкинской ТЭЦ Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (4.10)-(4.12) отчисленных составили соответственно 1,97%; 2,96%; 0,44 %, Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 0,76 Кр 3,04; 0,024 Kv 0,026; 4,61 106 Re 9,24-106; 0,01 Eu 0,041. - для подшипника ЦНД Губкинской ТЭЦ Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (4.13) - (4.15) от численных составили соответственно 0,66 %; 0,51 %; 0,46 %. Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах: 1,63 Кр 6,51; 0,022 Kv 0,027; 3,74 106 Re 7,48-106;0,013 Eu 0,051.
Похожие диссертации на Грузоподъемность и динамические характеристики радиальных подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом
