Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор состояния вопроса 8
2. Исследование упругодеформирующихся неметаллических подшипников скольжения гидродинамического трения 17
2.1 Эластоэффект и его влияние на рабочие параметры подшипников скольжения 17
2.2 Математическая формулировка контактногидродинамической задачи 20
2.3 Приближенное решение контактногидродинамической задачи для цилиндрических круговых поверхностей с малой разностью радиусов кривизны (подшипников скольжения) 28
2.4 Экспериментальное исследование и сравнение теории с экспериментом. 37
3. Разработка новой конструкции радиального эластичного металлопластмассового (ЭМП) подшипника скольжения 47
3.1 Постановка задачи 47
3.2 Разработка ЭМП подшипника скольжения 47
3.3 Метод определения параметров ЭМП подшипников скольжения 54
3.4 Способ изготовления ЭМП вкладышей для опор скольжения 56
3.5 Испытание ЭМП подшипников скольжения при перекосе вала 61
3.6 Определение износа эластичных металлопластмассовых и баббитовых подшипников скольжения в условиях частых пусков и остановов под нагрузкой 65
4. Разработка новых конструкций ЭМП опор скольжения для подпятников гидроагрегатов действующих ГЭС 74
4.1 Актуальность проблемы 74
4.2 Обоснование применения ЭМП опор скольжения в подпятниках гидроагрегатов при наличии волнистости зеркала диска пяты 76
4.3 Исследование работоспособности и износостойкости ЭМП сегментов подпятника на насосе откачки Волжской ГЭС имени В.И. Ленина 92
4.4 Разработка ЭМП опор скольжения для подпятников гидроагрегатов Волжской ГЭС имени В.И. Ленина 98
5. Разработка и исследование эластичных металлопластмассовых опор скольжения для реверсивных подпятников генераторов-двигателей Загорской ГАЭС 156
5.1 Постановка вопроса 156
5.2 Расчетные параметры и определение начальной геометрии ЭМП сегментов при установке их в подпятник с нулевым тангенциальным эксцентриситетом 156
5.3 Результаты натурных испытаний ЭМП, установленных с нулевым тангенциальным эксцентриситетом в подпятнике гидроагрегата № 5 Усть-Илимской ГЭС 159
6. Технология изготовления ЭМП опор скольжения для подпятников гидроагрегатов ГЭС 167
6.1 .Оборудование и технологический процесс изготовления ЭМП сегментов 167
7. Создание нового промышленного производства и широкое внедрение ЭМП опор скольжения на крупнейших гидроэлектростанциях мира 187
7.1 Постановка вопроса 187
7.2 Эффективность новых конструкций в повышении надежности и работоспособности мощных гидроагрегатов и география внедрения ЭМП подшипников 188
7.3 Оценка уровня и качества новой конструкции эксплуатационниками и проектировщиками 190
8. Исследование работоспособности ЭМП опор скольжения на гидроагрегатах № 6 и № 3 Волжской ГЭС имени В.И. Ленина при повышенной температуре масла в ванне подпятника 193
8.1 Постановка вопроса 193
8.2 Натурные испытания гидроагрегата № 6 при повышенной температуре масла в ванне подпятника 197
8.3 Натурные испытания гидроагрегата № 3 Волжской ГЭС имени В.И. Ленина с ЭМП сегментами подпятника с уменьшенным окружным эксцентриситетом и уменьшенным охлаждением масла в ванне подпятника 198
8.4 Сравнительная оценка потерь мощности на трение в сегменте при различной температуре масла в ванне подпятника 202
9. Исследование динамической напряженности ЭМП опор скольжения 207
9.1 Постановка вопроса 207
9.2 Результаты натурных испытаний 208
Выводы 216
- Математическая формулировка контактногидродинамической задачи
- Разработка ЭМП подшипника скольжения
- Обоснование применения ЭМП опор скольжения в подпятниках гидроагрегатов при наличии волнистости зеркала диска пяты
- Разработка ЭМП опор скольжения для подпятников гидроагрегатов Волжской ГЭС имени В.И. Ленина
Введение к работе
Анализ развития современного машиностроения показывает, что одной из главных тенденций при проектировании и создании машин является всё возрастающая концентрация мощности в одном агрегате, обеспечивающая наибольшую эффективность использования и коэффициент полезного действия машин.
Неизбежным следствием указанного обстоятельства является рост габаритов машин, скоростей вращения роторов и нагрузок на опоры валов и осей.
В связи с этим создалось положение, при котором в ряде случаев надежность, работоспособность и долговечность машин стала определяться надежностью, долговечностью и работоспособностью опор роторов.
Специалистам хорошо известны случаи, когда работоспособность опор роторов определяла и определяет ресурс машин, в том числе гидроагрегатов ГЭС.
В целом ряде случаев традиционно применяющиеся опоры качения не могут обеспечить требуемого ресурса, или вообще не могут быть применимы из условий динамики, компоновки или эксплуатации машин,
В этих случаях конструкторы обращались к опорам скольжения, традиционными. материалами для которых были: чугун, бронза, баббит, древесно-слоистые пластики и резина.
Однако, как показал опыт, эти материалы обеспечивали надежность и работоспособность опор скольжения лишь до определенных пределов удельных нагрузок и скоростей скольжения.
Кроме того, коэффициент трения указанных материалов при пусках и остановках роторов под нагрузкой относительно высок, а износостойкость мала, что при больших удельных нагрузках приводит к быстрому выходу опор из строя и, как следствие, уменьшению ресурса машин.
Недостатком традиционно применяющихся жестких опор скольжения является их высокая чувствительность к центровке валов и макрогеометрии поверхностей трения, наличию смазки, а также необходимость применять для их изготовления дорогостоящие дефицитные материалы: бронзу, олово, свинец, серебро, индий и др.
Кроме того, подшипники скольжения, изготовленные из этих материалов, имеют неудовлетворительные вибродемпфирующие свойства.
С появлением в 50-х годах новых полимерных материалов, обладающих меньшим коэффициентом трения, лучшими противозадирными свойствами и относительно меньшей стоимостью, открылась перспектива замены опор скольжения, изготовляемых из традиционных материалов, опорами скольжения из полимерных материалов.
Первые опыты применения полимеров для опор скольжения не дали положительных результатов. Тяжелонагруженные неметаллические подшипники, геометрия которых была выполнена по аналогии с жесткими
металлическими опорами скольжения, повреждались и относительно быстро выходили из строя. Причем в большинстве случаев они не обеспечивали выход на режим жидкостного трения. Анализ показал, что причиной неудовлетворительной работоспособности является деформация неметаллических вкладышей под действием внешних нагрузок, ведущая к искажению формы зазора, ухудшению условий входа смазки в зону трения и, как следствие, к обеднению смазки, быстрому износу и разрушению неметаллических подшипников скольжения.
Существенным недостатком ряда полимерных подшипников является нестабильность геометрических размеров под воздействием смазочных сред и температуры.
В результате анализа [1] было установлено, что неметаллические подшипники скольжения оказываются работоспособными при зазорах значительно больших, чем это принято для жестких металлических подшипников скольжения.
Возникла необходимость при проектировании неметаллических подшипников скольжения учитывать их упругие характеристики и влияние деформаций на форму зазора и грузоподъемность подшипника.
В результате всесторонних и глубоких исследований [2], [3], [4], [5], [6], [7], проведенных в 1960-1970 годах в Куйбышевском авиационном институте (ныне Самарский Государственный аэрокосмический университет имени академика СП. Королева, СГАУ), была установлена взаимосвязь между начальной геометрией, упругими деформациями. трущихся пар, гидродинамическими давлениями в зоне трения, толщиной смазочного слоя и температурой в упругодеформирующихся неметаллических подшипниках скольжения.
На базе этих исследований была разработана новая контактно-гидродинамическая теория смазки и получены методы проектирования и расчета упругодеформирующихся неметаллических подшипников скольжения, а также подшипников качения, зубчатых передач и других деталей с учетом эластоэффекта.
При проектировании новых машин, двигателей, гидрогенераторов и турбин приобрели особую актуальность проблемы снижения уровня вибраций, компенсации перекосов гибких валов относительно подшипников, повышения пусковой и режимной работоспособности, грузоподъемности и износостойкости опор скольжения.
В связи с тем, что во многих случаях традиционные материалы: бронза, баббит и даже полимеры не отвечали требованиям эксплуатации, исследователи и конструкторы искали новые материалы и конструкции [8], [9], [10], [11], [12], [13], [14], [15], [16], [17], [18], позволяющие создавать опоры скольжения, удовлетворяющие этим возросшим требованиям (см. Приложение № 1).
Данная работа посвящена решению актуальных и важных проблем, возникших в начале 60-х годов перед энергетикой:
проблеме повышения прочности, работоспособности и долговечности опор скольжения энергетических установок гидравлических и тепловых электростанций;
проблеме увеличения мобильности ГЭС и, следовательно, повышению защиты крупных кольцевых энергосистем от перегрузок и повреждений, повышению их эффективности;
проблеме создания прочных и работоспособных опор скольжения для реверсивных подпятников гидрогенераторов-двигателей гидроакку-мулирующих электростанций, в частности Загорской ГАЭС;
проблеме создания прочных и работоспособных опор скольжения для подпятников проектирующихся гидроагрегатов крупных ГЭС Сибири с нагрузкой на подпятник 60-70 МН и единичной мощностью 1 МВт;
проблеме создания работоспособных опор скольжения, смазываемых водой вместо масла, для турбогенераторов тепловых электростанций.
Математическая формулировка контактногидродинамической задачи
Решение контактно-гидродинамической проблемы в самой общей ее постановке заключается в совместном решении трех взаимозависимых друг от друга задач: 1. Гидродинамической - для протекающего через зазор смазочного вещества. 2. Контактной - для трущихся поверхностей. 3. Тепловой - для смазочного вещества и трущихся поверхностей. При решении задачи было принято, что трущиеся поверхности изготовлены из изотропного материала и разделены сплошным слоем изотропной вязкой сжимаемой жидкости. Были рассмотрены динамические уравнения движения вязкой жидкости. Основные динамические уравнения движения сплошной сжимаемой среды [8] имеют вид Уравнение неразрывности для сжимаемой жидкости Уравнение баланса энергии имеет вид энергии принимает вид Уравнения (2.2.2)-(2.2.5) справедливы как для идеальной сжимаемой или несжимаемой жидкости (не имеющей внутреннего трения и вязкости), так и для вязкой ньютоновской и неньютоновской (например, вязкоупругой) сжимаемых жидкостей и газа. При рассмотрении смазочной среды, обладающей определенными свойствами, нужно вводить дополнительные зависимости, связывающие напряжения с деформациями или скоростями деформации. В случае сжимаемых вязкой ньютоновской жидкости или газа применим обобщенный закон Ньютона, для связи между напряжениями и скоростями деформаций уравнения имеют вид Таким образом, для сжимаемых ньютоновской жидкости или газа основные уравнения гидродинамики и теплопередачи следующие: X - координата, отсчитываемая по касательной к нижней поверхности в сторону, обратную движению этой поверхности; У - координата, отсчитываемая поперек смазочного слоя, начало отсчета которой на нижней поверхности; Z - координата, отсчитываемая по касательной к нижней поверхности и направленная перпендикулярно к осям. р0 - гидродинамическое давление в данной точке при учете зависимости вязкости масла от давления; Рч Ру Ря - нормальное напряжения в точке; U,V,Z - соответственно компоненты скорости движения элемента жидкости в направлении осей X, Y, Z - компоненты объемной силы, отнесенные к единице массы; р-плотность смазки в данной точке; t - время; А - термический эквивалент работы; Т - температура в данной точке; X - коэффициент теплопроводности жидкости; Cv-теплоемкость при постоянном объеме; X - второй, коэффициент вязкости или вторая (объемная) вязкость, определяющая диссипацию энергии при сжатии и расширении жидкости.
Вторая вязкость не постоянная величина для вещества, а является функцией частоты движения, в котором она проявляется. Для жидкостей, обладающих ньютоновскими свойствами, когда время релаксации значительно меньше, чем время внешнего воздействия (сжатия или расширения) и жидкость полностью релаксирует, вторая вязкость равна нулю. При рассмотрении движения тонкого смазочного слоя, как показал подробный анализ [8], [9], [10], можно с большой степенью точности пренебречь инерционными и массовыми членами даже при нестационарном процессе и больших скоростях движения... . Так как толщина смазочного слоя несоизмеримо мала по сравнению с другими линейными размерами слоя и поверхностей трения, можно принять, что давление не меняется поперек смазочного слоя. Таким образом, для сжимаемой и несжимаемой неньютоновской и ньютоновской жидкостей при нестационарном и стационарном неизотермическом процессе получена система уравнений: Для ньютоновской сжимаемой жидкости при стационарном и нестационарном процессе получается несколько отличающаяся система уравнений от системы уравнений (2.10 а,б,в) и (2.11) и различие заключается в том, что вместо касательных напряжений в ней будет произведение вязкости на градиент скорости сдвига: Рассматривая прогибы v\ трущихся поверхностей, как это делали И.Я. Штаерман и М.Р. Коровчинский [11], отметим, что элементы поверхностей трения перемешаются не только в радиальном, но и в касательном к радиусу направлении. Так как касательные перемещения имеют более высокий порядок малости ими можно пренебречь. Перемещения полупространства и полуплоскости при произвольной форме нагрузки приведены у Л.А. Галина. С учетом приведенных соображений получено сингулярное интегральное уравнение для определения величины прогиба, где подинтегральное выражение - неизвестная функция давления [12] Для получения общего решения контактно-гидродинамической задачи для опор скольжения, необходимо связать толщину смазочного слоя, которая образуется после деформации, с величиной деформации и толщиной смазочного слоя до деформации [6], [7], [14]. При этом получены различные формулы в случае малой разности радиусов кривизн (для подшипников скольжения) и при большой разности радиусов кривизн (для подшипников качения и зубчатых передач). Таким образом, полное рассмотрение контактно-гидродинамической проблемы для жидкости, обладающей неньютоновскими свойствами, представляет собой совместное решение системы уравнений с неизвестными функциями (р0, h, Т, д., V, U, v, w, р, Cv , X ) четырех аргументов h - толщина смазочного слоя в данной точке при наличии деформации; hj - толщина смазочного слоя в данной точке до деформации; А - сближение трущихся поверхностей при мысленном переходе от абсолютно жестких поверхностей к упругодеформирующимся; m - коэффициент Пуассона; V! - суммарная деформация двух поверхностей в данной точке; Q.- область давления (область трения); а, Р - координаты конца и начала области трения. . Для получения решения данная система уравнений была упрощена, и было принято A, = const и Си = const. Это допущение исключает уравнения (2.2.18) и (2.2.19). Можно также показать, что конвективный теплоотвод занимает лишь несколько процентов от общей теплопередачи, и им можно пренебречь по сравнению с теплопроводностью поперек смазочного слоя. Конвективный теплоотвод прямо пропорционален количеству проходящей смазки, а следовательно, - толщине смазочного слоя. Теплопроводность поперек смазочного слоя обратно пропорциональна его толщине. „ Таким образом, отношение количества тепла, отводимого из зоны трения за счет конвекции к количеству тепла, отводимому путем теплопроводности в трущиеся поверхности, прямо пропорционально квадрату толщины смазочного слоя.
Следовательно, в; неметаллических опорах скольжения жидкостного трения, где наиболее характерная толщина смазочного слоя 15-30 мкм конвективный теплоотвод составляет основную часть от всего теплоотвода. Значительное упрощение может быть достигнуто при рассмотрении изотермической контактно-гидродинамической задачи. При этом необходимо осреднять температуру и вязкость поперек смазочного слоя. При осреднении температуры, вязкости и плотности смазочного слоя из уравнений (2.12) можно получить эпюры скорости для элементов смазки в направлении осей X и Z: 2/л ох п (2.2.20) а из уравнений (2.12) и (2.3) как это впервые сделал М.В. Коровчинский [15] — основное дифференциальное уравнение гидродинамической теории смазки для ньтоновских жидкостей при самом общем случае движения поверхностей (стационарном и нестационарном) с учетом зависимости вязкости масла и ее сжимаемости от давления: Ua, Ub - скорости движения верхней и нижней поверхностей трения в направлении обратном оси. . wa, Wb- скорости движения верхней и нижней поверхностей трения в направлении обратном оси. V0 - скорость удаления друг от друга трущихся поверхностей, измеренная по нормали к поверхности. В упруго-деформирующихся неметаллических подшипниках скольжения поверхности трения значительно деформированы. При этом боковые кромки нагружены слабо, поэтому они не. отжимаются от сопряженной поверхности, а наоборот, прижимаются к ней, закрывая проход протока смазки в осевом направлении. Таким образом, пространственную контактно-гидродинамическую задачу можно рассматривать как плоскую. Опыт полностью подтверждает эту точку зрения. Так, например, Ф.П.Снеговский в 1969 г. доказал отсутствие торцевых утечек в тяжелонагруженных металлических подшипниках скольжения, следовательно, высказанное соображение тем более справедливо для неметаллических подшипников.
Разработка ЭМП подшипника скольжения
В отдельных случаях жесткие металлические подшипники скольжения, режим работы которых несколько отличается от традиционного расчетного, подвергаются износу, порой даже подплавляются, что ведет к аварийной остановке машины. К числу факторов, отрицательно сказывающихся на работоспособности металлических подшипников, относятся: 1. Частые пуски и остановки под нагрузкой. 2. Перекос вала относительно подшипника. 3. Ударные нагрузки и т.д. В то же время известно [18], что некоторые неметаллические материалы, например, фторопласт, обладают при граничном и даже сухом трении низким, по сравнению с баббитом, коэффициентом трения и высокими противозадирными свойствами. Малый модуль упругости позволяет за счет податливости материала подшипника компенсировать незначительные перекосы вала, а также некоторые отклонения в макрогеометрии трущихся пар. Однако при перекосах относительно подшипника, превышающих расчетное значение минимальной толщины смазочного слоя, известные полимеры также не могут обеспечить требуемую работоспособность и долговечность подшипника. Естественно, что для увеличения компенсационных возможностей подшипников, работающих при перекосе вала, необходимо увеличивать их податливость, т.е. снижать модуль упругости. Иными словами, желательно иметь подшипниковый материал с регулируемым модулем упругости. С этой точки зрения целесообразно применять композитные материалы. 3.2 Разработка эластичного металлопластмассового подшипника скольжения С учетом условий и требований, изложенных в подразделе 3.1, нами была предложена конструкция эластичного металлопластмассового подшипника скольжения [19], [20]. Она представляет собой композицию стального жесткого корпуса, упругого, промежуточного слоя из спрессованных спиралей - (материал «MP») [21] и прочно соединенного с ними, за счет частичной экструзии в поры слоя фторопласта, выполняющего роль антифрикционного покрытия рисунке 3.1, а также выполняющего роль гидроизолятора, удерживающего смазку в зоне трения и исключающего ее утечку в поры между спрессованными проволочными спиралями («закрытый» тип). Для особо тяжелонагруженных подшипников скольжения, когда контактные напряжения в период пуска могут превышать допускаемые для поверхностного слоя фторопласта напряжения смятия, предложена конструкция подшипника «открытого» типа.
В этом случае поверхность трения состоит из участков частично сошлифованных проволочных спиралей, выполненных из бронзы и участков (островков) фторопласта, запрессованного в поры между спиралями и также прошлифованного с ними заодно. Здесь отчетливо видна экструзия фторопласта в поры между спрессованными проволочными спиралями. Именно благодаря этому проникновению фторопласта в поры между спиралями, при совместном прессовании, и осуществлено прочное механическое сцепление фторопласта со спрессованными спиралями. Однако это проникновение фторопласта осуществлено лишь на часть пакета проволочных спиралей, благодаря чему сохранены их большая податливость под нагрузкой и высокие вибродемпфирующие свойства. Структура эластичного металлопластмассового вкладыша с тыльной стороны показана на рисунке 3.3, где отчетливо видны спрессованные проволочные спирали и пустые поры между ними. Характерной особенностью предложенной конструкции опор скольжения является возможность регулирования: 1. Глубины проникновения фторопласта в поры между спиралями. 2. Податливости (приведенного модуля упругости) всего метал лопластмассового покрытия. Это регулирование осуществляется за счет: 1. Диаметра выбираемой конструкторами проволоки. 2. Диаметра проволочной спирали, из которой изготавливается упругодемпфирующий, пористый, металлический подслой. 3. Шага проволочной спирали. 4. Материала проволоки идущей на изготовление спиралей. 5. Пористости спрессованного эластичного металлического подслоя (степени прессования). 6. Глубины экструзии фторопласта в поры спрессованного пластичного металлического подслоя, т.е: в поры между спрессованными спиралями. 7. Температуры прессования. 8. Толщины эластичного металлопластмассового вкладыша и др. Анализ [20] показывает, что чем больше расчетное значение минимальной толщины смазочного слоя, тем большим запасом надежности обладает проектируемая опора скольжения: (hmJdon=hX+hy+T,h"ep (3.1) где hx - величина прогиба и перекоса упругой линии вала на длине подшипника; hy - величина, учитывающая геометрическую правильность выполнения трущейся поверхности (бочкообразность, волнистость, конусность); / hHen - сумма средних высот неровностей трущихся поверхностей. Из полученной нами, на основании контактно-гидродинамической теории смазки, формулы (2.3.23) видно, что величина минимальной толщины смазочного слоя при прочих равных условиях определяется степенной функцией отношения толщины упругодеформирующегося подшипника к его модулю упругости. Качественно это означает, что увеличение податливости (уменьшение модуля упругости) ведет к увеличению минимальной толщины смазочного слоя в подшипнике скольжения. Исследование физико-механических свойств ЭМП вкладышей для подшипников и подпятников скольжения [23] показали, что за счет указанных выше факторов, можно получать опоры скольжения, отличающиеся по модулю упругости в десятки раз. Это дает возможность создавать надежные работоспособные опорьг скольжения для машин различного назначения. Однако изменение податливости не беспредельно.
Оно определяется конструктивными, эксплуатационными и технологическими факторами, которые необходимо учитывать при проектировании машин. В данной работе была, проведена разработка и исследование ЭМП подшипников скольжения с целью . увеличения надежности и работоспособности турбозубчатого агрегата,.где при определенных режимах работы баббитовые, жесткие подшипники скольжения оказывались не работоспособными. При этом подплавление и разрушение подшипников происходило относительно быстро после выхода на один из режимов работы агрегата. Расчетным путем [6] и путем эксперимента на натурном изделии было установлено что баббитовые . подшипники повреждаются по причине недопустимо большого прогиба вала и, как следствие, перекосов шеек вала относительно подшипников. Одним из путей устранения возникшего дефекта был путь перехода от жестких баббитовых. подшипников к мягким, эластичным металлопластмассовым подшипникам скольжения. При, решении данной задачи были введены ограничения по допустимой .податливости опоры скольжения и толщине эластичного металлопласт-массового вкладыша. Кроме того, была известна величина перекоса шейки вала относительно подшипника, который нужно было, компенсировать. При проектировании эластичного подшипника применительно к конкретным условиям его работы мы руководствовались физической сущностью явлений, имеющих место при перекосах вала в жестком и эластичном подшипниках, приведенных на рисунке 3.4. Из рассмотрения схемы работы жесткого подшипника и расчетов видно, что величина перекоса вала относительно подшипника больше расчетного значения минимальной толщины смазочного слоя. Это обстоятельство сразу указывает на то, что подшипник не удовлетворяет требованиям гидродинамической теории смазки, выраженных уравнением (3.1). Кроме того, наличие перекоса вала ведет к нежелательному изменению формы зазора. Это, в свою очередь, приводит к резкому перераспределению эпюры гидродинамических давлений как по длине, так и по окружности подшипника, снижению несущей способности смазочного слоя, уменьшению и без того недостаточной толщины смазочного слоя.
Обоснование применения ЭМП опор скольжения в подпятниках гидроагрегатов при наличии волнистости зеркала диска пяты
1) подплавление сегментов подпятника при пусках и остановках гидроагрегата; 2) повреждение (подплавление) сегментов подпятника при установившемся режиме работы агрегата под нагрузкой; 3) необходимость частых внеплановых ремонтов подпятников и большие экономические затраты на. ремонт; 4) простои агрегатов в . ремонтах,, вызванных дефектами (повреждениями) подпятников; 5) существенные экономические затраты, вызванные непрерывной безостановочной работой агрегатов на. холостом ходу или в режиме синхронного компенсатора, продиктованные: стремлением эксплуатационников предотвратить повреждение подпятников в период пусков и остановок. 4:2.2 Характер и последовательность повреждений баббитовых сегментов подпятников гидроагрегатов Волжской ГЭС имени В.И: Ленина Агрегат № 20 был принят из монтажа в октябре 1957 года. Первое повреждение подпятника было обнаружено в августе 1961 г. при осмотре, сегментов во время капитального ремонта. В средней части наружного ряда сегментов баббит оказался подплавленным [35]. Полоса подплавления имела ширину 50 мм. В 1961 г. произошло два серьезных повреждения подпятника при работе агрегата под нагрузкой. . В обоих случаях баббит оказался подплавленным почти на всей поверхности сегментов. После этого в работу агрегата были введены ограничения по пускам и остановкам. Несмотря на это, при осмотрах подпятника после длительной безостановочной работы в 1962 г. дважды были обнаружены повреждения наружных сегментов. В октябре 1967 г. и ноябре 1968 г. были обнаружены повреждения наружных сегментов при плановых ремонтах подпятника. В июне 1969 г. была аварийная остановка агрегата № 20 из-за повреждения подпятника. Это повреждение произошло после семи месяцев безостановочной работы агрегата. В этом случае повредились наружные сегменты. Таким образом, начиная с 1961 по 1969 гг. было отмечено 8 повреждений сегментов подпятника - из них 3 повреждения произошли при работе агрегата под нагрузкой и привели к аварийным остановкам агрегата, а 5 повреждений были обнаружены при плановых осмотрах подпятника.
Аналогичные дефекты с повреждением внешнего и внутреннего ряда сегментов наблюдались и на других машинах гидростанций № 1, № 2, № 3, № 4, № 7 и др. На рисунке 4.1 приведен характер и последовательность появления дефектов подпятников гидроагрегата № 9, также указывающие на их крайне неудовлетворительную работоспособность и низкую надежность. На основании анализа эксплуатации, характера и последовательности дефектов, а также на основании исследований причин неудовлетворительной работы подпятников, проведенных «Союзтехэнерго» (трест ОРГРЭС) [35] сделано следующее заключение: 1) основной причиной ненадежной работы подпятников гидроагрегатов является недопустимо высокая неровность зеркальной поверхности диска, достигающая величины 0,35-0,40 мм в зоне наружных и 0,15-0,20 мм в зоне внутренних сегментов, приведенная на рисунке 4.2. 2) биение пяты (пульсации) в подпятнике, приведенное на рисунке 4.3 и рисунке 4.4, вызывающее дополнительную динамическую нагрузку на сегменты; 3) неравномерное распределение нагрузки по сегментам ряда, см. таблицу 4.1; Основными рекомендациями по устранению дефектов подпятников, предложенными исследователями волжской ГЭС имени В.И. Ленина, до выполнения данной работы были следующие: 1. Уменьшение неровности (волнистость) рабочей поверхности диска пяты до 0,06—0,08 мм. В соответствии с этой рекомендацией между диском и ступицей должны быть установлены регулировочные прокладки. Наличие этих прокладок по замыслу исследователей должно приводить к деформации диска пяты, при стяжке; его болтами со ступицей, и уменьшению волнистости. 2. Обеспечение равномерной нагрузки между парами сегментов. Эта рекомендация требовала более точной высотной регулировки сегментов относительно диска пяты, уменьшающей возможную перегрузку каких-либо пар сегментов, а, следовательно, облегчающей условия работы при пуске, когда имеет место граничное трение. 3. Определение наивыгоднейших, с точки зрения работы подпятника, углов установки лопастей рабочего колеса и открытия направляющего аппарата в период пуска агрегата. Обычно эта рекомендация сводится к достижению наименьшего значения осевой нагрузки на подпятник и сокращению периода разгона агрегата до номинальных оборотов. ; Реализуется эта рекомендация опытным путем и осуществима лишь при проведении замеров нагрузки на подпятник и скорости разгона вала в период пуска агрегата. 4. Снижение величины удельного давления на подпятник путем установки всех 20 пар сегментов. Рекомендация вполне очевидная, поскольку общеизвестно, что чем меньше удельные нагрузки, тем быстрее опора скольжения выходит на режим жидкостного трения в период пуска; 5. Нахождение оптимального значения окружного (тангенциального), эксцентриситета, обеспечивающего наиболее быстрый выход сегментов на режим жидкостного трения. Реализация этой рекомендации потребовала не только расчетов, но и многократных разборок подпятника с целью регулировки окружного эксцентриситета.
Необходимо в каждом эксперименте производить измерения толщины смазочного слоя в сегментах и оборотов ротора в период пуска агрегата. 6. Применение для смазки подпятника масла с присадкой активной серы. Здесь следует отметить, что эта рекомендация также не позволила решить проблему коренным образом, и наличие активной серы отрицательно сказалось на работе оборудования, связанного с охлаждением и даже с электрической частью агрегата. Поэтому от выполнения данной рекомендации эксплуатационники отказались после года работы агрегата с сернистым маслом в подпятнике. 7. Изменение конфигурации сегментов в плане [35] и другие. Правда, эта рекомендация больше всего направлена на улучшение работоспособности сегментов в режиме гидродинамического трения. Однако можно допустить, что поскольку улучшаются гидродинамические характеристики, время выхода на режим жидкостного трения должно уменьшиться, а, следовательно, должен уменьшиться износ и вероятность аварийного повреждения сегментов. На рисунке 4.5 показана динамика изменения толщины смазочного слоя во время пуска агрегата [35] из рассмотрения графиков видно, что в первые 8—10 секунд сегменты работают в режиме граничного трения, а, следовательно, подвергаются износу. Износ, в свою очередь, искажает геометрию сегмента, что приводит к ухудшению гидродинамических характеристик и т.д. В дальнейшем процесс прогрессирует и после нескольких пусков сегмент подплавляется и выходит из строя. Поэтому эксплуатационники были вынуждены ввести ограничение по пускам, что отрицательно сказалось на экономичности ГЭС. Опыт показал, что никакими мероприятиями, выполненными по указанным выше рекомендациям, не удалось обеспечить требуемую надежность и работоспособность подпятников. Повреждения продолжались даже после введения ограничений по пускам. Учитывая преимущества ЭМП опор скольжения по сравнению с баббитовыми при работе в условиях перекоса вала относительно подшипника, а также в условиях частых пусков и остановок вала под нагрузкой (подразделы 3.5 и 3.6 данной работы), нами было выдвинуто предложение применить новые конструкции сегментов в подпятниках гидроагрегатов.
Разработка ЭМП опор скольжения для подпятников гидроагрегатов Волжской ГЭС имени В.И. Ленина
Ранее, в подразделе 3.4, нами было установлено, что применение новых ЭМП опор скольжения обеспечивает высокую работоспособность и надежность, износостойкость подпятников скольжения и малогабаритных подпятников скольжения при перекосах поверхностей трения, а также при частых пусках и остановках под нагрузкой. Вместе с тем, в подразделах 3.3 и 4.4 было доказано, что для получения оптимальных конструкций упругодеформирующихся опор скольжения необходимо учитывать влияние эластоэффекта на их гидродинамические характеристики и начальную (исходную) геометрию. Если в период пуска агрегата при наличии волнистости зеркала пяты эластоэффект выполняет положительную роль и приводит к снижению контактных напряжений, как показано на рисунке 4.6 и рисунке 4.7, то в период установившегося движения этот же эластоэффект может привести к отрицательному и нежелательному явлению - снижению гидродинамической грузоподъемности опоры скольжение за счет существенного изменения формы зазора, как показано на рисунке 4.14. Качественный анализ показывает, что при начальной геометрии поверхности трения сегмента, выполненной в форме плоскости (на рисунке 4.14 показано пунктиром), на входном участке сегмента в результате деформации образуется расширяющиеся зазор. В соответствии с общеизвестными положениями гидродинамической теории смазки при расширяющемся зазоре не могут возникать гидродинамические давления, следовательно, часть сегмента, прилежащая к зоне расширяющегося зазора не будет нести гидродинамическую нагрузку. Это обстоятельство, в свою очередь, приведет к общему снижению грузоподъемности всего сегмента до уровня, при котором будет неосуществим режим жидкостного трения. Таким образом, эластичный сегмент, обладающий при пусках и волнистости зеркале пяты неоспоримым преимуществом по сравнению с жесткими сегментами, может оказаться неработоспособным в установившемся режиме работы агрегата по причине недостаточной грузоподъемности. В связи с этим возникла необходимость на первом этапе создания крупногабаритных сегментов для мощного гидроагрегата произвести аналитическое обоснование влияния эластоэффекта на пусковую, режимную работоспособность и макрогеометрию сегментов подпятников гидроагре гатов Естественно, что для выполнения такого анализа требовалось в качестве исходных данных знание податливости ЭМП покрытия, т.е. приведенного модуля упругости.
Учитывая уже имеющийся положительный опыт применения радиальных ЭМП подшипников скольжения на реальных крупных редукторах [36], был принят приведенный модуль упругости ЭМП покрытия, равный 1,0-10" МПа. Опираясь на результаты исследований А.Е. Александрова [13], был определён радиус кривизны поверхности трения зеркала пяты. Для различных участков поверхности трения по всей окружности он изменялся от 152 м до 612 м. В связи с этим численное определение контактных напряжений, ширины площадки контакта и контактных деформаций производилось для двух значений радиуса кривизны: минимального и максимального. Для случая, когда сегмент находится во впадине волны, величина радиуса кривизны в зоне набегающей и сбегающей кромок баббитового и ЭМП сегментов принималась одинаковой и равной 100 см. Нами были проведены численные расчёты, на основании которых произведена оценка работоспособности баббитовых и ЭМП сегментов подпятника в период пуска гидроагрегатов. Оценка производилась на основании сравнения известных из технической литературы допускаемых значений контактных напряжений и параметра PV для баббита, чистого и армированного фторопласта [37]. Анализ показал, что созданные нами конструкции ЭМП подшипников [6], [7], [8], [9] по всем допустимым значениям контактных напряжений и по параметру P-V превосходят баббитовые сегменты и могут обеспечить высокую работоспособность и надежность сегментов подпятников при пусках и остановках гидроагрегатов, а баббитовые сегменты при указанных параметрах неизбежно должны повреждаться. Это и наблюдалось на многих гидроэлектростанциях СССР. Полученные нами результаты показали, что проблема обеспечения высокой работоспособности, надежности и долговечности подпятников при пусках и остановках гидроагрегатов может быть успешно решена путём применения «мягких», композитных, ЭМП сегментов вместо традиционно применявшихся жёстких баббитовых сегментов. Однако, как показал дальнейший анализ, положительное влияние эластоэффекта на пусковую работоспособность подпятников гидроагрегатов при выполнении поверхности трения сегментов по традиционной макрогеометрии (в виде плоскости) становится отрицательным в случае возникновения жидкостного трения.
Рисунок 4.15 - Схема самоустанавливающегося сегмента Численные расчёты по определению толщины смазочного слоя и местных гидродинамических давлений в смазочном слое, выполненные на основании классической гидродинамической теории смазки [37] и определённые экспериментально [13], показывают, что плоская поверхность трения сегмента устанавливается относительно плоской поверхности зеркала пяты под некоторым весьма малым углом а, как показано на рисунке 4.15. При этом эпюра гидродинамических давлений по длине сегмента, в аналитической форме, близка к несимметричной параболе. В радиальной плоскости эпюра гидродинамических давлений также может быть описана параболой. Величина гидродинамического давления в экстремуме является функцией эксцентриситета сегмента в окружном направлении, т.е. угла айв 1,8-2 раза превышает величину средней удельной нагрузки, действующей на сегмент. Нетрудно заметить, что при удельной нагрузке на сегменты 4,0-4,5 МПа, имеющей место в большинстве мощных гидроагрегатов, а в ряде случаев значительно превышающей 4,5 МПа, максимальное гидродинамическое давление, возникающее в смазочном слое, может достигать 9,0-12,0 МПа. В этом случае максимальная величина упругой деформации в «мягком» ЭМП, сегменте в соответствии с гипотезой Винклера-Циммермана определится соотношением : v3 - деформация ЭМП покрытия; /?-удельная нагрузка; 5-толщинапокрытия; - - Е- модуль упругости; - т - коэффициент Пуассона. Тогда в случае принятого нами значения модуля упругости .ЭМП сегмента Е = 1 -Ю-3 МПа и толщине ЭМП покрытия 10 мм величина.упругой деформации в экстремуме гидродинамических давлений будет 100 мкм. Вместе с тем, расчётные и реальные значения минимальной толщины смазочного слоя для большинства подпятников имеют величину ЗО-е-40 мкм [13]. При этом обычно / =(1,2-н 1,5)-/г, =(36- 60) мкм. Указанное обстоятельство приводит к тому, что в результате эластоэффекта форма зазора в «мягком» ЭМП сегменте резко изменится, как это показано на рисунке 4.16. На большей части ЭМП сегмента со стороны набегающей кромки возникнет расширяющийся клин. А это неизбежно приведёт к резкому снижению грузоподъёмности. Сегмент «захлопнется», т.е. вновь войдёт в контакт с поверхностью трения зеркала пяты, примет форму плоскости. При этом снова появятся условия возникновения жидкостного трения, как и при предыдущем пуске гидроагрегата. Затем сегмент вновь «захлопнется», и далее картина будет повторяться. Таким образом, ЭМП сегмент будет работать в режиме автоколебаний в вертикальной плоскости.
