Содержание к диссертации
Введение
1 Направления развития опорных подшипников скольжения / состояние вопроса 12
1.1 Общие положения 12
1.2 Расточка вкладыша подшипника .13
1.3 Подача смазки в подшипник 2 0
1.4 Эвакуация смазки из подшипника 24
1.5 Использование различных материалов в качестве опорной поверхности в подшипнике 29
1.6 Конструктивные доработки опорных подшипников .40
2 Отработка конструкции опорного подшипника скольжения с целью улучшения эвакуации отработавшего масла из подшипника 43
2.1 Введение .4 3
2.2 Описание экспериментальной установки 4. 3
2.3 Методика проведения испытаний 47
2.4 Анализ неопределённости измерений основных характеристик 49
2.5 Результаты испытаний различных конструктивных вариантов расточки опорного подшипника скольжения
2.5.1 Испытания подшипника диаметром 600 мм шириной 335 мм с баббитом Б83 56
2.5.2 Испытания подшипника диаметром 600 мм шириной 480 мм с баббитом TEGOSTAR 738 65
2.6 Результаты внедрения результатов испытаний на турбоагрегате К-1200-240 Костромской ГРЭС 74
2.6.1. Введение .7 4
2.6.2. Конструкции и основные параметры работы подшипников турбоагрегата К-1200-240 .7 4
2.6.3. Определение затрат мощности на преодоление сил трения в опорных подшипниках скольжения турбоагрегата К-1200-240 79
2.6.4. Обобщение результатов экспериментальных исследований и эксплуатационных данных модернизированной конструкции опорных подшипников роторов низкогодавления .8 1
2.7 Выводы 84
3 Испытания опорного подшипника скольжения для выбора оптимальных величин ширины расточки подшипника и кармана подачи смазки 86
3.1 Введение .86
3.2 Описание экспериментальной установки 86
3.3 Методика проведения испытаний 86
3.4 Результаты испытаний подшипника диаметром 600 мм
3.4.1 Исходный вариант подшипника с шириной расточки L=480 мм 9..1
3.4.2 Вариант подшипника с шириной расточки L=420 мм 9.7
3.4.3 Вариант подшипника с шириной расточки L=360 мм 1 06
3.4.4 Вариант подшипника с шириной расточки L=330 мм 1.1 2
3.4.5 Сравнение конструктивных вариантов расточки подшипника диаметром 600 мм 121
3.5 Выводы 1 24
4 Испытания опорного подшипника скольжения на основе антифрикционного углепластика 127
4.1 Введение .1 27
4.2 Описание экспериментальной установки 129
4.3 Методика проведения испытаний 131
4.4 Результаты испытаний подшипника диаметром 300 мм 135
4.5 Выводы 157
5 Заключение 160
Перечень сокращений и условных обозначений 162
Библиографический список 163
- Эвакуация смазки из подшипника
- Методика проведения испытаний
- Методика проведения испытаний
- Методика проведения испытаний
Эвакуация смазки из подшипника
К таким двухклиновым вкладышам подшипников относят вкладыши с эллиптической формой расточки (рисунок 1.3). Эллиптическая форма расточки, образно называемая лимонной, образуется двумя дугами окружностей, центры которых смещены в вертикальном направлении по отношению к центру подшипника. В некоторых случаях для подвода смазки в нижний полувкладыш в верхнем полувкладыше делают выборку в окружном направлении. Эту выборку иногда выполняют по винтовой линии. При наличии маслоперепускной канавки (выборки), разделяющей верхнюю половину на две части, снижается устойчивость вала в подшипниках вследствие уменьшения протяженности и эффективности гидродинамического клина, образующегося в верхней половине. При этом образуются вакуумные зоны в верхней половине вкладыша, за счет которых происходит инжекция воздуха из картеров подшипника, а, следовательно, вспенивание и аэрация масла перед поступлением его в несущий масляный клин нижней половины вкладыша. Это способствует снижению надежности работы подшипников и изменению демпфирующих свойств. Поэтому для повышения надежности работы опор необходимо проектировать эллиптические подшипники без маслоперепускной канавки в верхней половине с двусторонним подводом масла по разъему вкладышей и зазором, обеспечивающим образование эффективного масляного клина в верхней половине. Для создания дополнительных гидродинамических сил в подшипнике жидкостного трения и повышения запаса виброустойчивости разработаны подшипники с большим числом гидродинамических клиньев (рисунок 1.4). К этому типу подшипников относится трехклиновой подшипник. Подшипник состоит из трех клиновых сегментов, рабочие поверхности которых образованы дугами окружностей. Видение авторами вопроса двухстороннего снабжения смазкой эллиптического подшипника и желание проектировать такие подшипники без маслоперепускной канавки связано с традиционным для того времени подводом смазки в горизонтальный разъём подшипника за масляным клином. При этом масло проходило через верхнюю половину подшипника, нагревалось, турбулизовалось и попадало в масляный клин горячим, что снижало несущую способность такого подшипника и повышало потери в нем. Добавление в подшипник более холодного масла из второго подвода смазки (противоположно первому) через горизонтальный разъём перед масляным клином позволяло понизить общую температуру масла, снизить температуры баббита нижней половины и повысить несущую способность подшипника.
Применяемые в настоящее время конструкции опорных подшипников лишены данных проблем, масло подаётся непосредственно в клин по кратчайшему пути с минимальным нагревом при низкой турбулизации потока, что положительно сказывается на характеристиках работы опорных подшипников.
Согласно [3] существующие опорные подшипники паротурбинных агрегатов можно разделить на одноклиновые (цилиндрические), двухклиновые (эллиптические) и многоклиновые (сегментные). Одноклиновой вкладыш (рисунок 1.2) имеет цилиндрическую расточку. При вращении шейки вала под ней образуется один несущий масляный клин. Конструкция одноклинового подшипника наиболее проста и поэтому он широко применялся для турбин малой и средней мощности. С ростом мощности турбин и увеличением циркуляционных возмущающихся сил работа одноклинового подшипника не обеспечивала устойчивость вращения вала на масляной пленке, что приводило к возникновению интенсивной вибрации. Одной из мер борьбы с ней является использование двухклинового подшипника, имеющего овальную расточку (рисунок 1.3). В овальных (лимонных) вкладышах зазоры для валов с диаметром шеек более 100 мм считаются нормальными, когда верхний зазор составляет 0,001 диаметра вала d, а боковой зазор 0,002 d. В двух клиновом подшипнике масляный клин образуется не только в нижней, но и в верхней половине вкладыша. В результате появляется сила, действующая на верхнюю часть шейки вала и препятствующая появлению интенсивной вибрации. Эллиптический подшипник позволяет устойчиво работать при больших диаметрах расточки, но с уменьшенным расходом смазки за счет меньшего размера верхнего масляного зазора. Для турбин большой мощности и, главное, на сверхкритические параметры пара применение даже двухклиновых подшипников часто не избавляет от самовозбуждающихся колебаний. В этом случае эффективными становятся многоклиновые или сегментные подшипники (рисунок 1.4). Шейка вала размещается между несколькими сегментами, которые могут поворачиваться вокруг ребра опирания. К поверхности контакта шейки вала и каждого сегмента подводится масло, которое увлекается шейкой и образует масляный клин. Таким образом, шейка вала как бы удерживается системой масляных клиньев, каждый из которых возникает под своим сегментом. Это препятствует потере устойчивости вращения вала на масляной пленке, т.к. при вертикальном всплытии шейки ротора не возникает циркуляционных дестабилизирующих сил в масляном клине подшипника. Использованию многоклиновых подшипников способствует еще одно обстоятельство. С увеличением мощности турбин растут диаметры валов, соответственно увеличиваются диаметры шеек подшипников.
Методика проведения испытаний
В рамках описываемой работы производились экспериментальные стендовые исследования различных конструктивных вариантов расточек натурного подшипника. Для удобства рассмотрения выполненных работ и последующего анализа результатов эксперимента испытанные варианты с их основными параметрами представлены в табличном виде (Таблица 2.1); основные результаты испытаний представлены в Таблице 2.2.
Подшипник с подачей масла ниже горизонтального разъёма непосредственно в клин, со сбросом смазки через центральный патрубок за масляным клином является одним из вариантов для турбин ЛМЗ, уже работающим на действующих агрегатах. Целью испытаний являлась отработка конструктивных особенностей расточки подшипника, направленных на увеличение несущей способности такого подшипника для работы с более тяжелыми роторами. Данный подшипник имеет отношение ширины расточки к внутреннему диаметру L/D=0,56 т.е. является «узким» подшипником у которого краевые потери масла выше, чем у подшипников, применяемых в паротурбостроении для современных мощных агрегатов с L/D=0,70-0,80.
Вариант 1. Геометрические размеры подшипника по варианту 1 представлены в таблице 2.1 и на рисунке 2.6. Относительный зазор расточки подшипника был выбран равным =3,4/600=0,0056, масляные зазоры: двойной вертикальный –в= 3,08 мм, поперечный – п=1,7 мм, что несколько больше оптимального, согласно указанному в теории [5], и чем это следует из опыта эксплуатации таких подшипников.
Полученные данные свидетельствуют о высокой нагруженности подшипника, но вполне приемлемой его несущей способности. Следует учесть, что данный подшипник имеет ширину расточки L=335 мм, L/D=0,56, поэтому для оценки несущей способности такого подшипника целесообразно внести поправку на «краевые условия подшипника конечной длины». На рисунке 2.7 приведены кривые, построенные по материалам Коровчинского М.В. [5], показывающие снижение несущей способности (в данном случае коэффициента относительной нагруженности) при уменьшении L/D.
Таким образом, даже при условии соблюдения равной удельной нагрузки для подшипников с разным L/D (0,56 и 0,80) узкий подшипник будет нагружен примерно на 30% больше, чем широкий, как это следует из рассмотрения кривых на рисунке 2.7.
Кроме того, следует отметить, что несущая способность подшипника является минимальной на низких частотах вращения, в результате чего отмечается крайне неблагоприятный температурный режим в диапазоне частот вращения 10-1500 об/мин. Так на частоте вращения 1000 об/мин температура баббита превышала 100С (точка 7) и была нестабильной; при вращении ротора стенда на этой частоте температура продолжала расти. На практике это означает, что в данном диапазоне частот вращения должен быть включен гидроподъём (при пусках и на выбегах турбоагрегата). Вариант 2. Геометрические размеры подшипника по варианту 2 представлены в таблице 2.1 и на рисунке 2.8.
На следующем этапе исследований было произведено напыление слоя баббита Б83, подшипник был расточен под диаметр D=602,8 мм с прокладкой в разъёме S=0,2 мм, т.е. была выполнена эллиптическая расточка подшипника со степенью эллиптичности 0,07. Относительный зазор в подшипнике составил =2,8/600=0,0047, масляные зазоры –в= 2,6 мм, п=1,4 мм.
Максимальная температура баббита при удельной нагрузке 2,49 МПа на 3000 об/мин не превышала 90С. Вариант 3. Геометрические размеры подшипника по варианту 3 представлены в таблице 2.1 и на рисунке 2.9.
В этом варианте испытания проводились с открытым и закрытым сбросом масла из верхней половины вкладыша. На рисунке 2.10 приведено сравнение полей температур баббита нижней половины вкладыша подшипника при различных удельных нагрузках 1,99; 2,49 и 2,985 МПа на частоте вращения 3000 об/мин. Так с ростом нагрузки кривая распределения температур принимает более острый вид с ярко выраженным экстремальным значением в точке 7. На рисунках 2.11-2.13 представлены сравнительные кривые температур баббита, расхода смазки на подшипник и затрат мощности на преодоление сил трения при удельных нагрузках 1,99 и 2,49 МПа по результатам испытаний подшипника при закрытом и открытом сбросе масла из верхней половины. Из рассмотрения приведенных данных видно, что наличие сброса масла из верхней половины снижает температуру баббита примерно на 2-5С, особенно снижение заметно в зоне высоких температур (рисунок 2.11) и не оказывает значительного влияния на расход смазки и затраты мощности на преодоление сил трения (рисунки 2.12 и 2.13 соответственно).
Методика проведения испытаний
Испытания проводились на отработанной конструкции опорного подшипника скольжения диаметром 600 мм, нижняя половина которого представлена на рисунке 3.1. Наиболее полно результаты проведенных испытаний представлены в отчете о НИР НПО ЦКТИ [42] и работах [45-47]. Испытания опорного подшипника скольжения были направлены на определение оптимального соотношения между шириной подшипника и его диаметром L/D и оптимального соотношения ширины кармана подачи смазки к ширине подшипника B/L.
Испытания подшипников различной ширины описаны в работе [12]. По результатам испытаний авторами сделаны выводы о том, что уменьшение ширины подшипника при неизменном диаметре внутренней расточки позволяет значительно снизить потери на трение в нем за счет снижения эффективной площади поверхности подшипника. Проверка данного утверждения также являлась целью проводимых испытаний. В основе этого лежало предположение, что опорный подшипник, имеющий запас по несущей способности можно выполнить более узким, что значительно снизит его потери на трение, позволив сохранить достаточную несущую способность. При этом снижение ширины кармана подачи смазки позволит найти такое её значение, которое позволит значительно снизить потери смазки за счёт выброса масла в края подшипника до попадания в масляный клин, практически не изменив количество масла в клине.
Исследования проводились на существующем стенде НПО ЦКТИ, оборудованном маслосистемой, приведенной в разделе 2.3 (рисунок 2.3). Исходный вариант нижней половины опорного подшипника скольжения диаметром 600 мм Испытания указанных ниже вариантов крупногабаритного подшипника диаметром 600 мм проводились поэтапно при нагрузках 40, 50 и 70 тонн на подшипник (при невозможности достижения указанных нагрузок из-за высоких температур баббита испытания проводились при максимально допустимой нагрузке).
Скорость вращения вала измерялась электронным цифровым частотомером-хронометром типа Ф5080, сигнал к которому подавался от датчика оборотов. Точность измерения скорости вращения составляла ± 1 об/мин.
Величина приложенной к подшипнику нагрузки измерялась путём замеров давления масла в гидроцилиндрах нагружающего устройства с помощью образцового манометра. Испытания проводились при нагрузках на подшипник 30, 40, 50 и 70 тонн.
Измерения температуры баббитовой заливки осуществлялось с помощью хромель-копелевых термопар, заплавленных в баббит на расстояние 0,5 мм от рабочей поверхности. Схемы расположения термопар и отборов давления в нижней половине вкладыша аналогичны приведенным на рисунках 2.4-2.7. Показания термопар регистрировались электронным потенциометром типа ЭПП-09.
Для проверки правильности проводимых измерений температур баббита периодически проводились замеры температур до проведения испытаний для сравнения показаний термопар между собой. Измерения перемещений подшипника относительно вала производилось с помощью измерительных преобразователей перемещений ИПП-01-2. Расход масла через подшипник определялся стандартным счетчиком расхода жидкостей типа СВШС с точностью ± 1л/мин. Температура масла на входе и сливе подшипника измерялась термопарами, установленными на входном и сливном патрубках. На всех этапах эксперимента температура масла на входе в подшипник поддерживалась в пределах 40С±2С при давлении во входном патрубке 0,065-0,075 МПа. 3.4 Результаты испытаний подшипника диаметром 600 мм
В рамках данной работы были проведены испытания исходного варианта подшипника и трёх вариантов подшипника с уменьшенной с 480 мм до 420, 360 и 330 мм шириной расточки с сохранением остальной геометрии подшипника за исключением ширины кармана подачи смазки. Каждый вариант подшипника с уменьшенной шириной расточки был испытан с тремя различными по ширине карманами подачи смазки. Ширина карманов выбиралась таким образом, чтобы относительная величина кармана подачи смазки B/L составляла 0,9; 0,8 и 0,6 соответственно.
Для удобства рассмотрения всего перечня выполненных работ и последующего анализа результатов эксперимента, испытанные варианты с их основными параметрами представлены в табличном виде (таблица 3.1). Результаты испытаний в данной Таблице представлены на номинальной частоте вращения вала (3000 об/мин).
Подробное описание экспериментов приводится ниже в порядке их расположения в таблице 3.1.
Исходный вариант подшипника (рисунок 3.1) имеет следующие геометрические характеристики: диаметр D=602,3 мм, ширина расточки L=480 мм, относительная ширина расточки подшипника L/D =0,8, ширина кармана L=380 мм, относительная ширина кармана подачи смазки B/L=0,8, вертикальный масляный зазор в=2,3 мм, горизонтальный масляный зазор п=1,1 мм.
Результаты испытаний подшипника при нагрузках 40, 50 и 70 тонн (удельных нагрузках 1,38, 1,73 и 2,42 МПа соответственно) представлены в таблице 3.1 и на рисунках 3.2-3.7. Из анализа результатов следует:
Затраты мощности на преодоление сил трения (рисунок 3.2) увеличиваются с ростом нагрузки на подшипник и с увеличением частоты вращения вала. Величины потерь при нагрузках 40, 50 и 70 тонн на номинальной частоте вращения вала 3000 об/мин лежали в пределах 510-536 кВт.
Методика проведения испытаний
Для надежной и экономичной эксплуатации турбоагрегата необходимо обеспечить стабильную и высокую работоспособность всех опорных подшипников скольжения. Важными параметрами, характеризующими работоспособность подшипниковых узлов, являются высокая несущая способность, износостойкость пары трения и низкие затраты мощности на преодоление сил трения в опорном подшипнике, что в свою очередь зависит, помимо прочих факторов, от механических и физических свойств материалов этой пары в работе при соответствующих удельных нагрузках и температурах в подшипнике. В настоящее время проводятся разработки в направлении применения новых материалов в качестве несущей поверхности вкладыша подшипника и исследования характеристик и свойств пары «вал – вкладыш подшипника».
В качестве материалов рабочей поверхности опорного подшипника скольжения в настоящей главе рассматриваются антифрикционные теплостойкие углепластики ФУТ-Б и УПФС. Углепластик ФУТ-Б на основе термореактивных матриц [49] является высокопрочным, износостойким материалом, не изменяющим свои размеры и свойства при длительной эксплуатации в воде. Подшипники из углепластика ФУТ эксплуатируются при контактных давлениях до 5,0 МПа и скоростях скольжения 25-40 м/с при смазке водой или до 50 м/с при смазке маслами по контртелам из стали, бронзы. Наибольший опыт применения подшипников скольжения из углепластика марки ФУТ накоплен в судо-, гидротурбо- и насосостроении. В последние годы разработан новый теплостойкий антифрикционный углепластик [48, 49]. В качестве теплостойкой матрицы для нового углепластика впервые в России был применен один из полигетероариленов - полифениленсульфид (ПФС). Преимущества ПФС: высокая теплостойкость, прочность, гидролизо-химическая стойкость и хорошие триботехнические свойства. К недостаткам ПФС, как и всех полигетероариленов, следует отнести неудовлетворительные технологические свойства. Он практически не растворяется в общеупотребительных растворителях, что делает невозможным изготовление препрегов по традиционной растворной технологии. ПФС имеет высокую вязкость расплава - на 2-3 порядка выше, чем эпоксидных и фенольных связующих, и перерабатывается при температурах 300-400С [50]. Поэтому при разработке технологии изготовления подшипников из антифрикционного углепластика на основе ПФС (марка нового углепластика - УПФС) в качестве метода получения препрега (пропитанной ткани) была выбрана пропитка из расплава. Проведенные ранее стендовые испытания подшипников из углепластика УПФС при скорости скольжения 16 м/с, контактной нагрузке 0,6 МПа, смазке перегретой водой показали, что подшипники могут эксплуатироваться при температуре 180-200С.
Работа выполнялась совместно с ФГУП «ЦНИИ КМ «Прометей» и была направлена на экспериментальную проверку работоспособности данного подшипника в условиях, максимально приближенных к натурным. Испытания проводились на специально оборудованном НПО ЦКТИ натурном стенде по программе, согласованной с Заказчиком.
Экспериментальный стенд представляет собой ротор на неподвижных опорах качения, охваченный подвижной (плавающей) втулкой, представляющей собой подшипник скольжения с рабочей поверхностью из антифрикционного теплостойкого углепластика. В состав стенда входят (рисунок 4.1): - приводной электродвигатель постоянного тока типа МП 120-3000 (N = 120 кВт, п = 3000 об/мин) (поз.1); - корпуса массивных опор ротора (поз.2); - ротор на роликовых подшипниках (поз.3), установленных в опорах; - плавающая втулка - исследуемый вкладыш с поверхностью скольжения из углепластика диаметром 300 мм (поз.4); - конструкция системы вертикального нагружения подшипника (поз.5); - электромеханическая система нагружения, состоящая из системы рычагов с динамометром (поз.6) и тяг (поз.7), червячного редуктора (поз.8) и электропривода. Масло в испытуемый подшипник подается из центральной системы маслоснабжения стенда с помощью гибких шлангов, не стесняющих перемещения вкладыша. Масляная система стенда представлена на рисунке 2.3 и состоит из маслобака ёмкостью 9 м3 , винтовых насосов МВН - 25 производительностью 1500 л/мин, напорной и сливной магистралей, маслоохладителя и фильтров; число оборотов приводного двигателя может изменяться в диапазоне 280 - 3200 об/мин. Система нагружения подшипника обеспечивает создание нагрузки в вертикальном направлении до 15 тонн (на данный подшипник диаметром 300 мм до 4,0 МПа).