Обеспечение надежности и долговечности упорных подшипников скольжения турбомашин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Обеспечение надежности и долговечности упорных подшипников скольжения турбомашин

Энергетическое машиностроение

УДК 621. 165: 621.438

И.Г. Гоголев, А.М. Дроконов, А.Д. Николаев

29.01.07

Аннотация

Рассмотрены основные условия обеспечения надежности работы упорных подшипников скольжения турбомашин. Представлена система автоматического регулирования осевого усилия, действующего на ротор турбомашины, с электрическим думмисом.

Упорный подшипник любой турбомашины является одним из необходимых ее узлов. Его назначение - уравновесить осевое усилие, действующее на ротор вдоль его оси вращения, и обеспечить достаточные зазоры между вращающимся ротором и неподвижным статором. Вместе с тем различные конструкции упорных подшипников паровых и газовых турбин до настоящего времени остаются не вполне надежными. Аварийность их значительно выше, чем у опорных подшипников. Выход упорного подшипника из строя приводит, как правило, к серьезным повреждениям проточной части турбомашины с последующими длительными ее остановками. Поэтому обеспечение надежности работы упорных подшипников турбомашин является актуальной проблемой.

В современных стационарных турбоблоках различного назначения широко применяются упорные подшипники скольжения сегментного типа с самоустанавливающимися упорными колодками (рис.1). Их принцип работы и разнообразные конструкции детально представлены в литературе [2, 3, 4].

а) б)

Рис. 1. Подшипники скольжения: а - упорный; б - упорно-опорный; 1 - крышка корпуса подшипника; 2 - переднее и заднее установочные кольца (каждое из 3 сегментов); 3 - разъемная сферическая обойма; 4 - разъемный сферический вкладыш; 5 - вал; 6 - рабочая упорная колодка; 7 - упорный диск (гребень); 8 - установочная (нерабочая) упорная колодка; 9 - кольцо из 2 половин; 10 - кольцо; 11 - маслоудерживающий баббитовый поясок; 12 - установочный болт

В данной статье, не претендуя на всеобщность рекомендаций, авторы формулируют наиболее важные требования, выполнение которых должно способствовать повышению надежности и долговечности работы упорных подшипников скольжения турбомашин. К их числу можно отнести:

- выбор оптимального варианта конструктивных параметров при проектировании;

- высокое качество изготовления, сборки и монтажа;

- строгое соблюдение инструкций по эксплуатации турбоблоков;

- разработку и внедрение систем автоматического регулирования осевого усилия, действующего на ротор.

Рассмотрим кратко каждое из указанных условий.

1. При проектировании упорного подшипника конструктор должен выбрать вариант конструкции, отвечающий теории гидродинамической смазки. Прежде всего требуется обеспечить основные характеристики работоспособности подшипника. К ним относятся:

- расположение упорного подшипника в непосредственной близости к опорному подшипнику или в комбинации с ним;

- среднее удельное давление на упорные колодки 2 МПа (с учетом возможной перегрузки подшипника из-за быстрого повышения нагрузки турбомашины, отложений в проточной части, износа лабиринтовых уплотнений, повышения температуры масла и т. д.);

- средняя окружная скорость 65 м/с;

- температура масла на входе в подшипник К и на выходе - К;

- повышение температуры масла в подшипнике К;

- минимальная толщина масляного слоя у выходной кромки упорной колодки мм (здесь - прогиб упорного диска); следует иметь в виду, что при малом значении под колодкой проходит небольшое количество масла, которое сильно нагревается (до 343 К), что может привести к расплавлению баббитовой заливки;

- разбег ротора, т.е. осевое перемещение упорного диска между рабочими и установочными колодками в нерабочем режиме турбомашины, в пределах от 0,5 до 0,65 мм (не должен ограничивать поворот упорных колодок).

Наряду с изложенным надежность упорных подшипников турбомашин, в соответствии с требованиями ГОСТ 30546.1 - 98 к стационарным установкам, должна быть обеспечена и в условиях сейсмических воздействий, представляющих собой процессы, определяемые спектральными характеристиками амплитуд ускорений и перемещений точек поверхности земли, интенсивность которых зависит от высоты расположения агрегата над ее уровнем. Основным требованием, предъявляемым к конструкции турбоблока при сейсмическом воздействии, является обеспечение его работоспособности при длительности землетрясения более 1 мин. При этих условиях эксплуатации сумма рабочих и динамических нагрузок (от действия собственной массы ротора вследствие различных по амплитуде колебаний земной коры) в упорных подшипниках не должна превышать допускаемые давления на упорные сегменты.

В упорном подшипнике скольжения сегментного типа основными элементами являются рабочие и установочные самоустанавливающиеся упорные колодки (рис.1, 2). Их принцип работы и конструктивные параметры практически одинаковы.

Колодки выполняются, как правило, из бронзы или меди с антифрикционной заливкой баббитом (рис.2 а). Отмечается малая температурная разность по толщине колодки и лишь незначительная ее деформация.

Возможно также применение слоеной упорной колодки, в которой на стальном основании с каналами для охлаждения припаяна тонкая медная пластина с баббитовой заливкой (рис.2 в) [3, 4].

Находят применение упорные колодки без баббитовой заливки [4].

Толщина баббитовой заливки (порядка 1,5 мм) не должна превышать минимальный осевой зазор между ротором и статором во избежание их задевания в случае выплавления баббита.

Рис. 2. Упорные колодки (стрелкой показано направление вращения упорного диска): 1 - упорная колодка; 2 - упорное кольцо; 3,4 - качающиеся сухари

Следует отметить, что применение баббитовой заливки в упорных колодках обусловлено в основном тем, что при сильном увеличении осевого усилия на ротор ее быстрое выплавление создает резкий осевой сдвиг ротора, который используется как сигнал для системы защиты по осевому сдвигу к остановке турбомашины. При отсутствии баббитовой заливки и повышенной осевой нагрузке будет происходить медленный износ бронзы и, следовательно, постепенное осевое перемещение ротора, что практически исключает защиту турбомашины по осевому сдвигу.

Практика показывает, что только при определенных соотношениях конструктивных параметров упорных подшипников может быть обеспечена их надежная работоспособность. Рассмотрим рекомендуемые пределы применяемых значений основных геометрических параметров упорных колодок, которые следует считать близкими к оптимальным.

Радиальные размеры упорного подшипника зависят от среднего радиуса кольца упорных колодок R, м (рис.2 а). Его величина для заданного числа оборотов ротора турбомашины , определяется пределами допустимой окружной скорости , т.е. .

Длина упорной колодки вдоль радиуса находится по отношению , которое принимается в пределах от 1,5 до 2. При этом отношение внутреннего радиуса колодки к внешнему радиусу

Необходимо помнить, что уменьшение радиальных размеров подшипника обусловливает увеличение удельных нагрузок на колодки, уменьшение толщины масляного слоя и снижение надежности.

Относительная ширина и центральный угол упорной колодки при принятых размерах зависят от числа колодок и расстояния между смежными колодками . Оптимальное число колодок , а зазор должен обеспечить достаточное охлаждение разогретого масла, покидающего масляный клин конкретной колодки и затем поступающего под последующую колодку. Из опыта , и степень заполнения кольца упорными колодками .

Относительная толщина упорной колодки позволяет свести до минимума деформацию колодки, обусловленную наличием градиента температуры по ее толщине.

Для реализации в упорных подшипниках скольжения сегментного типа принципа гидродинамической смазки необходимо выбрать соответствующий способ и место расположения опоры колодки. Известны конструкции с опорой на штифт и на ребро качения. Согласно опытным данным, предпочтительнее опора колодки на ребро качения , расположенное параллельно выходной кромке на расстоянии от нее (рис.2 а). При этом колодка меньше деформируется, при ее повороте обеспечивается одинаковый минимальный зазор на длине выходной кромки.

Надежность упорного подшипника существенно зависит от материала и конструкции упорного диска (гребня), хотя он является элементом ротора (рис.1). Материал гребня должен обладать достаточно высокой твердостью, а его размеры должны обеспечивать незначительный по величине максимальный прогиб диска , определяющий минимальную толщину масляного слоя между выходной кромкой колодки и гребнем .

Упорный диск 7 обычно посажен на шпонке на вал и удерживается в осевом направлении двумя полукольцами 9, на которые посажено кольцо 10 в горячем состоянии. Чаще всего диск имеет одностороннюю втулку, однако при консольном его расположении предпочтительнее двухсторонняя втулка, снижающая вероятность поломки вала (рис.1) [2].

Конструкция упорного подшипника должна быть приспособлена к равномерному распределению осевого усилия между колодками. Для этого в качестве опор упорных колодок могут использоваться: разъемный вкладыш со сферической поверхностью (рис.1), пружинное кольцо (рис.2 г) или кольцевая выравнивающая система из сухарей (рис.2 д) [3]. В этих случаях сохраняется параллельность линий радиального сечения гребня и всех колодок при прогибе ротора [4].

При использовании пружинных колец их прогиб не должен выходить за пределы упругих деформаций. Для повышения чувствительности выравнивающей системы желательно выдерживать соотношения (рис.2 д).

Во избежание «сухого» и «полусухого» трения рабочих поверхностей необходимо обеспечить постоянное заполнение камер, в которых расположены упорные диск, рабочие и установочные колодки. Для этого масло под давлением в системе смазки турбомашины подается вовнутрь камер, затем поступает на рабочие поверхности и сливается в картер подшипника через отверстия в верхней части камер. Для уменьшения утечек масла из камер радиальные зазоры между валом и корпусами камер уплотняются маслоудерживающими баббитовыми поясками (зазоры: вверху - 0,9…1,5 мм, внизу - 0,25…0,3 мм при одинаковых боковых) [2,4].

Для контроля состояния упорного подшипника в колодках следует установить термопары и датчики давления, на сливе масла из камер рабочих и установочных колодок - термометры. Термопары и датчики давления располагаются в баббитовой заливке на среднем радиусе R и соответственно на расстоянии 4…5 мм и от выходной кромки. В качестве первичного импульса в системе защиты упорного подшипника предпочтительнее и надежнее использовать гидродинамическое давление в смазочной пленке [5]. Его падение до нуля при неизменном осевом усилии на работающем подшипнике может произойти только в случае прекращения жидкостного трения (независимо от причины нарушения процесса). В свою очередь, температура металла колодки не является однозначным критерием нормальной работы подшипника, так как для различных конструкций подшипников оказываются разными ее значения, при которых прекращается процесс гидродинамического трения.

2. При изготовлении упорных подшипников требуется обеспечить высокое качество работ в соответствии с конструкторской и технологической документацией.

В частности, толщина упорных колодок не должна различаться более чем на 0,01…0,15 мм, в противном случае могут возникать перегрузки более толстых колодок с возможным выплавлением баббитовой заливки. Не допускается отслоение заливки от тела колодки. Входные кромки всех колодок должны иметь одинаковый профиль, предпочтительно в виде прямоугольного скоса () со скруглением радиусом (рис. 2 б).

Упорный диск выполняется с параллельными торцевыми рабочими плоскостями (без конусности), перпендикулярными к оси вращения ротора и тщательно полированными. Не допускается наличие забоин, царапин, выбоин, рисок и других дефектов. По окружности и торцам диска допускается бой не более 0,03мм.

3. При сборке и монтаже упорного подшипника скольжения необходимо обеспечить:

- правильность установки подшипника, выдерживая заданные осевые зазоры между ротором и статором турбомашины за счет соответствующего изменения толщины установочных колец 2 (рис.1);

- свободное перемещение упорного диска между рабочими и установочными колодками (разбег ротора) и самоустанавливаемость каждой упорной колодки;

- одинаковость натира гребнем всех упорных колодок; прилегание колодок и гребня не менее 0,75 площади поверхности баббитовой заливки;

- самоустанавливаемость сферической опоры, правильность установки стопорных болтов, ограничивающих проворачивание сферического вкладыша (зазор по торцу болта - не менее 3 мм, по цилиндрической поверхности - не менее 1,5…2 мм); при этом следует создать максимально полное прилегание сферических поверхностей вкладыша и обоймы за счет шабровки только обоймы (рис.1);

- непрерывную подачу масла в подшипник и слив его в картер подшипника;

- радиальные зазоры маслоудерживающих поясков в камерах рабочих и установочных колодок.

4. В процессе эксплуатации турбомашины надежность упорного подшипника достигается обязательным выполнением всех инструкций и предписаний завода-изготовителя. При этом необходимо обеспечивать нормальную работу системы смазки турбомашины (главного масляного насоса, маслоохладителей, системы очистки масла и т.д.), регулярно промывать проточную часть турбомашины от засоления и других отложений, очищать маслопроводы. Важен постоянный контроль состояния упорного подшипника по гидродинамическому давлению на упорных колодках, температуре металла колодок и масла на сливе из камер подшипника.

Масло должно быть хорошо очищено от механических примесей. Количество масла, подаваемого в подшипник, должно быть оптимальным для поддержания температурных условий (завышенный расход масла увеличивает потери энергии на трение в подшипнике).

Давление масла в подшипнике должно быть таким, чтобы исключить возможность вскипания с выделением растворенного в масле воздуха, которое может привести к нарушению сплошности масляной пленки между колодками и диском.

5. Оснащение турбомашины специальной системой автоматического регулирования осевого усилия, действующего на ротор, является перспективным и достаточно результативным способом повышения надежности упорных подшипников в широком диапазоне режимов работы турбомашины. Такая система должна поддерживать осевое усилие, действующее на ротор, в строго заданных пределах, воспринимая его отклонения от расчетных значений в процессе эксплуатации турбоблока [1].

Наибольший эффект может быть достигнут с использованием в системе регулирования специального электромагнитного думмиса, что позволяет реализовать практически любые заданные динамические свойства. Функциональная схема предлагаемой системы показана на рис.3.

Рис. 3. Функциональная схема системы автоматического регулирования осевого усилия на ротор турбомашины: 1 - ротор турбомашины; 2 - датчик осевого усилия; 3 - задающее устройство;4 - регулятор; 5- источник питания; 6 - электромагнит

Датчик давления 2 выполняется в виде емкостного преобразователя перемещения. Он закрепляется в упорных колодках и регистрирует изменение гидродинамических параметров масляного клина. Сигнал датчика давления после сравнения с заданием (задающее устройство 3) поступает на регулятор 4 , который выполнен в виде электронной схемы. При этом возможна цифровая реализация закона регулирования. Далее источник тока 5, управляемый регулятором 4 , питает электромагнит 6. Незначительные осевые перемещения ротора турбомашин позволяют выполнять электромагнит с небольшим осевым зазором , что обеспечивает достаточно высокие его электромеханические свойства.

Для изучения характеристик электромагнитного думмисного устройства в БГТУ создан экспериментальный динамический стенд. Исследован ряд опытных образцов электромагнита. Ниже приведены некоторые результаты исследования электромагнитного думмиса с магнитом чашечного типа (рис. 4 а).

Он состоит из внутреннего 1 и внешнего 2 колец сердечника, катушки 3 и якоря 4. Катушка размещается в сердечнике магнита, а якорь крепится на валу турбомашины по возможности близко к упорному диску. Осевое усилие, создаваемое электромагнитом, притягивает якорь и соответственно компенсирует аэродинамическое осевое усилие, действующее на ротор турбомашины.

Характеристики электромагнитного думмиса получены расчетами на математической модели методом конечных элементов. Картина магнитного поля опытного образца с осевым зазором мм при токе в катушке 4 А показана на рис.4 б.

Параметры электромагнитного думмиса (уровень магнитной индукции и сила электромагнита) графически проиллюстрированы на рис.5, из которого видно, что малогабаритный магнит простейшего типа может развивать компенсирующее усилие до 5 кН с быстродействием до 1с при допустимом уровне магнитной индукции в зазоре и отдельных элементах сердечника. Результаты расчетов также показали, что величина развиваемого электромагнитным думмисом усилия может быть увеличена до 60…80 кН и более при незначительном увеличении габаритов и усовершенствовании конструкции магнитного устройства.

а) б)

Рис. 4. Опытный электромагнитный думмис: а - конструкция думмиса; б - магнитное поле думмиса: 1, 2 - соответственно внутреннее и внешнее кольца сердечника; 3 - катушка; 4 - якорь

а) б)

Рис. 5. Характеристики опытного электромагнитного думмиса: а - распределение магнитной индукции по радиусу в зазоре думмиса при д =2 мм; б - зависимость силы электромагнита от зазора при силе тока в катушке 5,66 А

Таким образом, использование в практике энергомашиностроения предложенных авторами методов проектирования узлов упорных подшипников, разработка высокоэффективной системы автоматического управления осевым усилием роторов и оснащение такими комплексами турбомашин различной мощности и назначения открывают перспективы значительного увеличения их надежности и долговечности, так как существенно снизятся потери энергии в подшипниках и затраты на их эксплуатацию и ремонт, повысятся маневренность и сейсмостойкость турбоблоков, что позволит промышленности получить огромный экономический эффект. турбомашина думмис электрический

Список литературы

1. Гоголев, И.Г. Аэродинамические факторы и надежность турбомашин / И.Г. Гоголев, А.М. Дроконов, А.Е. Зарянкин. - Брянск: Грани, 1993.-168 с.

2. Жирицкий, Г.С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г.С. Жирицкий, В.А. Стрункин. - М.: Машиностроение, 1968. - 520 с.

3. Казанский, В.Н. Системы смазки паровых турбин / В.Н. Казанский. - М.: Энергия, 1974. - 224 с.

4. Трухний, А.Д. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний. - М.: Энергоатомиздат, 1990.-640 с.

5. Ямпольский, С.Л. Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на работоспособность упорных подшипников турбин, методы контроля их работы и защиты от аварийных повреждений / С.Л. Ямпольский// Энергомашиностроение. - 1965. - №7. - С. 17-22.

Размещено на Allbest.ru