Грузоподъемность и динамические характеристики радиальных подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

Илышов Виталий Леорйдовйч

ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ И ДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАДИАЛЬНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ, СМАЗЫВАЕМЫХ ВОДЯНЫМ КОНДЕНСАТОМ

01 02 06 —Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

00307 1355

Орел - 2007

003071355

Работа выполнена в ГОУ ВПО "Белгородский государственный технологический университет имени В Г Шухова"

Научный руководитель

доктор технических наук, профессор Рухлинский Владимир Васильевич

Официальные оппоненты

доктор технических наук, профессор Емельянов Александр Витальевич

кандидат технических наук, доцент Соломин Олег Вячеславович

Ведущая организация

Открытое акционерное общество "Калужский турбинный завод" г Калуга

Защита состоится "28" мая 2007 г в 14— на заседании

диссертационного совета Д 212 182 03 при ГОУ ВПО "Орловский государственный технический университет" по адресу 302020, г Орел, Наугорское шоссе, 29

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке

ГОУ ВПО "Орловский государственный технический университет"

Автореферат разослан "24" апреля 2007 г

Ученый секретарь диссертационного совета

М И Борзенков

Общая характеристика работы

Актуальность темы Подшипники скольжения находят широкое применение в энергетическом оборудовании тепловых и атомных электростанций, на транспорте, объектах строительной индустрии, компрессорных станциях и т п В качестве смазочного материала в таких подшипниках, как правило, используются дорогостоящие минеральные масла Статистика свидетельствует, что примерно 20 % аварий элементов турбоагрегатов составляют аварии, связанные с опорными узлами, приводящие к тяжелым повреждениям машин 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 обеспечения пожаробезопасности турбоагрегатов может стать применение для смазки подшипников скольжения водяного конденсата с добавлением ингибиторных антикоррозионных присадок Использование водяного конденсата в системе смазки дает возможность повысить пожаробезо-пасность 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

Однако применение маловязкой жидкости в качестве смазочного материала приводит к необходимости обеспечения достаточной грузоподъемности подшипников скольжения и требуемых динамических характеристик, гарантирующих устойчивую работу ротора Отсутствие надежных методик, инструментальных средств расчета и 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 роторно-опорных узлов турбомашин

Для достижения указанной цели были поставлены и решены следующие задачи

1 Выполнить анализ современного состояния гидродинамической теории смазки, изучены достижения в решении проблемы замены минеральных масел на альтернативные смазочные материалы и, прежде всего, на водяной конденсат

2 Разработать математическую модель течения маловязкого смазочного материала в зазоре подшипника жидкостного трения при неизотермическом турбулентном течении в гидродинамическом режиме и в режиме гидростатического подъема ротора турбины

3 Получить критериальные уравнения, позволяющие моделировать реальные условия протекания физических процессов и рассчитывать характеристики подшипников жидкостного трения при условии использования в качестве смазочного материала водяного конденсата

4 Исследовать влияние рабочих и геометрических параметров подшипников жидкостного трения на несущую способность и динамические характеристики в условиях турбулентного неизотермического течения маловязкого смазочного материала (водяного конденсата)

5 Разработать программное обеспечение для расчета несущей способности и коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя подшипников, смазываемых водяным конденсатом

6 Выработать практические рекомендации по проектированию подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом и, практическому применению водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки и регулирования турбомашин

Научная новизна работы заключается в том, что

1 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 останова

3 Выполнено уточнение формулы Рейхардта для расчета коэффициентов турбулентной вязкости подшипников жидкостного трения, работающих в условиях смазки водяным конденсатом

3 Получены критериальные уравнения, позволяющие моделировать реальные условия протекания физических процессов в подшипниках жидкостного трения и рассчитывать их характеристики в условиях смазки водяным конденсатом

4 Выявлены закономерности влияния рабочих и геометрических параметров на на несущую способность и динамические характеристики подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом

5 Разработано программное обеспечение для расчета статических и динамических характеристик подшипников скольжения с учетом турбулентного неизотермического течения смазочного материала в зазоре подшипника

Методы исследования Расчет попей давлений в смазочном слое подшипника скольжения осуществлялся на основании совместного решения уравнений Рей-нольдса, 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 программного обеспечения

Критериальные уравнения, описывающие теплофизические процессы в смазочном слое получены на основе методов теории подобия и размерностей Экспериментальные данные обрабатывались методами множественной регрессии в программе 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 положительным внедрением полученных в диссертационном исследовании результатов 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 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

Апробация работы Основные результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на III Международной научно-практической конференции-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

Основное содержание работы

В первой главе приведена классификация подшипников скольжения, применяющихся в конструкциях турбин и выполнен анализ применяющихся смазочных материалов Обоснована необходимость замены нефтяного турбинного масла огнестойким или негорючим заменителем Показана перспективность использования в качестве альтернативного смазочного материала радиальных подшипников скольжения турбин водяного конденсата, что обусловлено его доступностью, незначительной стоимостью, нетоксичность и хорошей деаэрируемость

Применение маловязкой жидкости в качестве смазочного материала подшипников жидкостного трения, конструкции которых не являются стандартизованными элементами, приводит к необходимости обеспечения потребной грузоподъемности и необходимых для устойчивой работы ротора динамических характеристик

-7В главе выполнен анализ литературных источников, посвященных исследованиям в области гидродинамической теории смазки и динамики роторных систем с подшипниками скольжения Фундаментальный вклад в развитие этих областей внесен отечественными и зарубежными учеными, среди которых Артеменко Н П , Белоусов А И , Букер Р , Бургвиц А Г , Воскресенский В А, Диментберг Ф М , Каль-менс В Я , Кельзон А С , Константинеску В Н , Коровчинский М В , Лунд И , Максимов В А , Олимпиев В И , Позняк Э Л , Поспелов Г.А , Прокопьев В Н , Равико-вич Ю А , Рухлинский В В , Савин Л А , Сергеев С И , Токарь И Я , Тондл А , Чер-навский С А , Штернлихт В , Ямпольский ИД и др

Анализ опубликованных работ показал, что вопросы обеспечения достаточной грузоподъемности и потребных динамических характеристик крупногабаритных подшипников при смазке маловязкими жидкостями остаются малоизученными, несмотря на актуальность и экономическую целесообразность таких исследований В частности, требуют совершенствования математические модели для расчета характеристик радиальных подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом в условиях турбулентного неизотермического течения смазочного материала Отсутствуют программное обеспечение для расчета динамических характеристик и грузоподъемности таких подшипников и практические рекомендации по их проектированию и эксплуатации

В заключительной части первой главы сделаны выводы по выполненному анализу литературных источников, изложена структура проведения диссертационного исследования и поставлены основные задачи

Во второй главе приведены результаты экспериментальных исследований характеристик радиального подшипника, смазываемого маловязкой жидкостью (водой) В главе приведено описание экспериментального стенда и методики проведения опытных исследований.

В качестве основного объекта исследования был выбран разработанный на НПО "Турбоатом" (г Харьков) эллиптический втулочный подшипник диаметром 420 мм с тремя подводами охлаждающей жидкости При этом два подвода организованы в плоскости разъема подшипника с противоположных сторон, а третий - в верхней части вкладыша Дополнительная подача смазки осуществлялась в Т-образный канал глубиной 4 мм, выполненный в форме продольной канавки и поперечного паза Исследова-

Рис 1 Зависимость потерь мощности на трение от нагрузки на подшипник при частоте вращения вала п = 3000 об/мин

водяной конхнсат (N1)

масло-прбинное (Ы)

ния были проведены на подшипнике, имеющем при цилиндрической расточке диаметральный зазор 420 мкм

Проведенные исследования показали улучшение динамических характеристик по сравнению с подшипником, смазываемого турбинным маслом В частности наблюдается снижение потерь мощности на трение (рис 1) При нагрузке 200 кН потери мощности на трение подшипника смазываемого водяным конденсатом на 107 кВт ниже по сравнению с подшипником работающем на турбинном масле Низкий уровень потерь мощности на трение в водяных подшипниках является резервом повышения экономичности турбоагрегата

На рис 2 показаны графики усредненных значений минимальной толщины смазочной пленки в трех сечениях подшипника, построенные в зависимости от частоты вращения и нагрузки При номинальных значениях нагрузки на подшипник (200 кН) и частоты вращения (50 1/с) толщины смазочного слоя лежат в интервале 0,07 - 0,09 мм, что свидетельствует о работе подшипника в устойчивом гидродинамическом режиме

В данной главе также выполнено обобщение результатов экспериментальных исследований Исходя из теории подобия и анализа рассматриваемой математической модели, теплофизические процессы, происходящие во втулочных подшипниках, могут быть обобщены

VI 1/с

- 1 тетшй торец (['II = 200 кН)

-2 серешга подшипника (Рн = 200 кМ)

-3 правый торец (Рн = 200 к!1)

1 ляшП торец (Рн = 4ГХ1кН)

2 середина подшипника (Рн ■ 400 ьН) Я правы» торец (Рн-400 кП)

критериальными уравнениями вида у = А х/1 х212 х3й

Х„

Рис 2 Зависимость минимальной толщины смазочного слоя от частоты вращения при различных нагрузках (Рн) на подшипник

иРп

В качестве функции и аргументов используются безразмерные комплексы Яе, Ей, К„ Кр

Значения комплексов определяются из

-р ио др_ V/,

выражении Яе = -—, Ей = , Ку

расх

и

кр=р1?'гдеи=='

- окружная скорость, Б - диаметр вала, = - удельная в

- среднерасходная скорость смазочной

ш =

расх

нагрузка на подшипник, »> расх 2л Б р 8

жидкости в торцевом сечении, определяющая расход О через один торец, ДР - пере пад давлений в подшипнике, Ь - ширина подшипника, п - частота вращения вала Для базового варианта подшипника они имеют вид — для определения расхода смазочной жидкости

Ку = 0,486 Яе0,02 Ей'

(1)

- для расчета максимальной температуры рабочей поверхности подшипника

^„ = 8,6 10'

К 26 883 К

-12 64 ^еМ05

- для расчета коэффициента сопротивления

£ = 3,487 10"" Не1'088,

(2) (3)

где 1П

N Ш

^ ^ _ ¥¥ оасх

Рн и ' ^ " и ;

N - потери мощности на трение в подшипнике, Ттах - максимальная температура несущего вкладыша

Физические параметры V, р определены по Т0

Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (1) - (3) 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 < < 0,156, 2,44 107 < Яе < 4,89 1 07; 0,013 < Ей <0,053

Полученные зависимости позволяют в заданном диапазоне моделировать реальные условия протекания физических процессов, происходящих в подшипниках скольжения

В третьей главе рассматривается математическая модель неизотермического турбулентного течения маловязкого смазочного материала в радиальных подшипниках скольжения Выполнены расчеты грузоподъемности и динамических характеристик радиальных подшипников жидкостного трения турбин, а также решается задача устойчивости движения ротора в линейной постановке

и

7//////Ж

______),

Рис 3 Расчетная схема радиального подшипника а - окружное направление; б - осевое

Математическая модель, описывающая пространственное неизотермическое течение маловязкой смазочной жидкости в зазоре радиального подшипника с учетом теплообмена смазочного слоя с ограничивающими его элементами конструкции подшипника, включает следующие уравнения, записанные в безразмерном виде - уравнение Рейнольдса для неизотермического течения

д_

дх

дх

8

Р(х,г)

5е

дъ

= 1(ЬЭ'

(4)

где Р(х, т) = И'

- <Ь Ь

укау

цл 1+:

о

- уравнение неразрывности

с'и ^ ЗЬ ди 15у ¿Ну у оЬ д\у

5х"Ь5х5у+Ь5у+5г " И Эг ду

- уравнение энергии смазочной жидкости

(к X ЗЬ 1 Й. (& 1 а

и| дх ' Ь дх ду) + Ь ду ' Ь дг ду

1 („ Ж,^ _ЦдЛ ЕЛЕСГ^У (дп\

V 5у2 + ду Эу у + 1г V + у/ Яе [{ду) + .

£

где Кт = 1 + 5Т Рг - - член, учитывающий турбулентный перенос тепла,

(5)

(6)

- уравнение теплопроводности вкладыша

1 аЧ, 1 а ( ал эЧ, л ? 1? + гаг[г аг] +дФ '

- уравнение теплопроводности вала

\д_( . 34 г дг V дгу

- выражения для определения окружной и осевой компонент скорости

+ -т-Т =0 дг

\у = 1г

(г

(7)

(8)

(9) (10)

где Гку =

Укс1у

,к = 0, 1,2

0

Где

X IV У = Н =Ь5-Ь = Н 5 Ъ .4' = 5 Яг ,и = и шЯ, , У = V 0)5 '

w = Ж. РУ|/ 2 шЯ! ' ^ Ро® ' Иг Но т То' г = Я я.' Яе = юб2 ,Рг =

а0'

(И)

Ре = Рг Ле, Ее

со2!*,2

сТ0 '

X, У, Ъ — декартовые координаты, Н - толщина смазочного слоя, и, V, У/ - соответственно окружная, поперечная и осевая компоненты скорости, , 8 - радиус вала и радиальный зазор, Р, Т - давление и температура смазки, со — угловая скорость вращения вала, , уо - коэффициенты динамической и кинематической вязкости, а, с - коэффициенты температуропроводности и теплоемкости

Индекс "О" означает, что значение соответствующей физической характеристики вычислено по начальной температуре смазочной жидкости Т0

Безразмерная толщина смазочного слоя втулочного подшипника описывается выражением

Ь = 1 + е энфс - ф„), (12)

где е = Е/8 - относительный эксцентриситет, срн — угол нагрузки, определяющий сечение минимальной толщины смазочного слоя

Существуют различные способы определения коэффициентов турбулентной вязкости Учитывая специфику течения смазочной жидкости в зазоре радиального подшипника, связанную с малой толщиной смазочного слоя, что обуславливает возможность взаимного влияния пограничных слоев на обеих рабочих поверхностях, для расчета коэффициентов турбулентной вязкости использована формула Рейхардта

V

V V Р

V 5, V р )

(13)

где т№— напряжение трения на стенке, р - плотность смазочной жидкости,

к, 5| - эмпирические константы, которые, согласно имеющимся в литературе опытным данным, обеспечивают наилучшее совпадение с экспериментом при к = 0,3-0,4, 5,= 10,7

Решения уравнений (4) - (10) совместно с граничными условиями отыскивались в конечных разностях методом установления с использованием локально-одномерных схем Численное решение уравнений осуществлялось с применением неявных разностных схем аппроксимации

В качестве иллюстрации работы описанного алгоритма на рисунке 4 приведено поле давлений, а на рисунке 5 - график зависимости грузоподъемности для рассматриваемого подшипника скольжения

Используя описанную выше методику, выполнено численное исследование радиальных подшипников скольжения, работающих на водяном конденсате Проведены расчеты втулочного подшипника диаметром Б = 420 мм, широко применяющегося в современных турбоагрегатах Исследовано влияние на работоспособность опор жидкостного трения таких основных геометрических и режимных параметров, как радиальный зазор, частота вращения вала и нагрузка на подшипник

Базовые значения этих и других определяющих параметров составили радиальный зазор - = 0,2 мм, частота вращения вала - п = 3000 об/мин, нагрузка на

подшипник - Р„ = 196 кН, ширина опорной поверхности - Ь = 335 мм Начальная температура смазочной жидкости Т0 во всех расчетах была равна 40 °С

2030405 РСММПа

е*0 2 0 3 0 4 0 5 Р№1МПа Р»»0 7МП»

&г

Рис 4 Поле давления для радиального подшипника жидкостного трения работающего на водяном конденсате Т = 40 0 С, Б = 420 мм, Ь = 335 мм

Рис 5 Несущая способность радиального подшипника жидкостного трения работающего на водяном конденсате

Основу расчета колебаний и устойчивости движения ротора в подшипниках скольжения при линейной постановке задачи составляет знание динамических коэффициентов жесткости и демпфирования

Метод количественной и качественной оценки свойств несущего смазочного слоя, базирующийся на линейной зависимости реакций смазочного слоя от перемещений, связан с расчетом взаимосвязанных коэффициентов жесткости и демпфирования (рис 6)

Определение динамических коэффициентов ведется при допущении линеаризации реакций смазочного слоя с учетом малости возмущений в окрестности равновесного положения шейки вала

Для сбалансированного ротора внешняя нагрузка уравновешена реакцией смазочного слоя

Ь Ш Ь яЭ

Яхо = о => ^ у р БшасМг = 0, Яуо = -п^ => £ £ р совасЬсск = гп§ (14)

0 0 0 0 Под влиянием возмущающего импульса цапфа ротора от положения равновесия, определяемого положением цапфы на кривой подвижного равновесия, на величины ДХ и АУ соответственно, а изменения скорости составят АХ и АУ, возникнут дополнительные гидродинамические реакции, являющиеся функциями перемещений и скоростей центра цапфы (рис 7)

В результате на шейку действует та же нагрузка АУ, а равнодействующая сил смазочного слоя Я изменилась по величине и направлению Это приводит к появ-

леншо восстанавливающей силы >1, стремящейся вернуть точку О* в исходное положение, и возмущающая сила Т, которая вызывает вихревое движение в направлении вращения вала Эти силы пропорциональны отклонению от равновесного положения

Рис 6 Динамическая модель подшипника

Ровное, еси

Рис 7. Схема возникновения дополнительной реакции смазочного слоя при появлении возмущающего импульса

Гидродинамическая реакция смазочного слоя в возмущенном состоянии зависит от смещений и скоростей цента шейки вала, и может быть записана для соответствующих направлений

= Яхо - КххДХ — КХуАУ — ВххАХ - ВхуДУ,

Лу = Яуо - КухАХ - КууАУ - В ух АХ - ВууДУ (15)

Динамические характеристики смазочного слоя определяют дополнительные силы, возникающие при малых возмущениях стационарного положения цапфы Следовательно, для их нахождения необходимо определить стационарное положение ротора, решая стационарную задачу Решением стационарной задачи является кривая подвижного равновесия, определяемая варьированием частоты вращения

при постоянной нагрузке Параметр нагрузки Ф = 0ПРеДеляет положение

сбалансированного ротора с постоянной нагрузкой

Точное аналитическое определение динамических коэффициентов возможно лишь для подшипников простой геометрии в условиях постоянных свойств смазочного материала Поэтому для определения коэффициентов жесткости и демпфирования воспользуемся приближенными методами расчета, основанными на методе возмущений Метод возмущений основан на линеаризации давления в окрестности стационарного положения ротора

Коэффициенты жесткости и демпфирования определяются как отношения приращений реакции к соответствующим малым изменениям координат и скоростей центра ротора

Для перехода к размерным величинам коэффициентов жесткости К и демпфирования В используются соотношения

к = = (16) Ь0 ' Ьо v '

На рис 8, 9 представлены результаты численного расчета влияния частоты вращения вала на значения динамических коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя

.-. —4—П\-\ —■—В\л, Вх\

|->-Кхч ->-Ку\ -«-Км --КУ1 | 1-

Т = 40°С, Б = 420 мм, Ь = 335 мм, Т = 40 °С, Б = 420 мм, Ь = 335 мм, 5К = 0,2 мм = °'2 мм

Рис 8 Влияние частоты вращения Рис 9 Влияние частоты вращения

вала на коэффициенты жесткости вала на коэффициенты демпфиро-

смазочного слоя вания смазочного слоя

Проверка адекватности математической модели реальным гидродинамическим и тепловым процессам в турбинных подшипниках скольжения, выполнена на основе сравнения расчетных и экспериментальных исследований радиального подшипника втулочного типа диаметром 420 мм на водяном конденсате

На рис 10 представлено сравнение расчетных и экспериментальных зависимостей потерь мощности на трение от частоты вращения вала, полученных по ламинарной, турбулентной и турбулентной - модифицированной (с использованием новой формулы безразмерной турбулентной вязкости) методикам

Средняя относительная погрешность между данными эксперимента и рассчитанными по турбулентной — модифицированной методике не превышает 4 %

Таким образом, использование формулы Рейхардта для расчета коэффициента турбулентной вязкости, с учетом модифицированной формулы безразмерной турбулентной вязкости при решении задач неизотермической теории смазки подшипников маловязкой жидкостью (водяным конденсатом) подтвердило высокую адекватность результатов расчетов и экспериментальных исследований

В четвертой главе рассмотрены вопросы практического применения радиальных подшипников жидкостного трения турбин, работающих на водяном конденсате Произведена оценка экономической эффективности замены турбинного масла водяным конденсатом на примере турбины К 300-240

По описанной выше методике выполнены расчеты действующих подшипников генератора и возбудителя установленных на ТЭЦ Эсхар Диаметр, ширина опорной поверхности, радиальный зазор подшипника №1 генератора составляют соответственно с! = 280 мм, Ь = 280 мм, 5К = 0,15 мм, подшипника №2 генератора -с! = 280 мм, Ь = 375 мм, 5я = 0,15 мм, подшипника возбудителя - <1 = 100 мм, Ь = 110 мм, = 0,1 мм Номинальная частота вращения ротора - п = 3000 об/мин Нагрузка на подшипник соответственно составляла Рн = 79,5 кН (для генератора) и Рн = 3,73 кН (для возбудителя)

Проведенные исследования показали, что наиболее эффективная работа подшипников, смазываемых водосодержащими жидкостями, обеспечивается при меньших значениях зазоров, чем это имеет место при работе на турбинном масле Это, в свою очередь, предъявляет повышенное требование к организации снабжения подшипников смазочной жидкостью, в том числе на входных участках в собственно смазочный слой С этой целью предусмотрены приемные скосы на входе, как в верхнюю, так и в нижнюю половину подшипника, выполненные в виде прямолинейных участков, переходящих по касательной в рабочую поверхность вкладыша Угловая протяженность приемного скоса выбрана исходя из приемлемых значений зазора в сечении горизонтального разъема и составила а = 14 ° (для подшипников генератора) и а = 16 ° (для подшипника возбудителя) С целью уменьшения утечек смазочной жидкости через торцы подшипника эти скосы выполнены не на всей ши-

140 120 100

н ш

40

1

X

-и г

> ——^

1 1

30

40

50

п, об/мин

60

-В— эксперимент -•— ламинарная

турбулентная -55—турбулемтная-модифицированная

Рис 10 Зависимость потерь мощности на трение от частоты вращения вала для эксперимента и всех методик расчета

2,25

П S

1,5 -

0,75 -

0

'Л

« i 1 • • " % »

л 1 •

¿V

180 225

270 Ф,град

315 360

рине опорной поверхности Ширина приемного скоса принята равной 230 мм (для подшипника №1 генератора), 300 мм (для подшипника №2 генератора), 80 мм (для подшипника возбудителя)

На рис 11 приведено окружное распределение давлений смазочной жидкости и температур рабочих поверхностей вкладышей всех трех подшипников в номинальном режиме

Были проведены расчеты радиальных подшипников генератора и возбудителя в режиме гидроподъема Существенное значение для обеспечения надежной работы подшипников на малых частотах вращения играет правильный выбор параметров гидроподъема, в том числе - количества, размещения и размеров камер гидроподъема, а также необходимых уровней давлений и расходов

Для подшипника №1 генератора рассмотрена конструкция с 4-мя камерами гидроподъема размерами 30x30 мм, центры которых расположены в осевом направлении на расстоянии 90 и 190 мм от торца

Расчеты показывают, что уровень давлений в камерах гидроподъема в момент отрыва уменьшается с увеличением угла между ними Учитывая, что разработчиками системы гидроподъема (НПО "Электротяжмаш") были выдвинуты ограничения по углу (Ртах~ 33 °), это значение и принято для дальнейших исследований

Для подшипника №2 генератора использована та же схема гидроподъема, за исключением осевого

45

43,75

О

о

н

42,5

41,25

40

180 225 270 315

360

Подшипник №1 генератора Подшипник №2 генератора ■ Подшипник возбудителя

Рис 11 Окружное распределение давлений смазочной жидкости и температур рабочих поверхностей вкладышей в номинальном режиме

расположения камер В связи с большей шириной опорной поверхности центры камер в осевом направлении размещены на расстоянии 120 и 255 мм от торца подшипника Ввиду ограничения по углу расположения камер, расчеты выполнены для углового положения камер р = 33 ° (от вертикальной оси до центров камер)

Для подшипника возбудителя ввиду его меньших размеров и меньшей нагрузки принята иная схема гидроподъема Количество камер уменьшено до двух, располо-

женных по оси подшипника Ввиду ограничения по углу расположения камер, угол (3 = 25 ° Размеры камер приняты равными 10x10 мм

Также были проведены расчетные исследования подшипников турбоагрегата Губкинской ТЭЦ на водяном конденсате в гидродинамическом режиме

Результаты численных исследований обобщены критериальными уравнениями, позволяющими получать расчетные значения расхода смазочной жидкости, максимальной температуры несущего вкладыша, потерь мощности на трение

В результате совместной обработки численных исследований подшипников турбоагрегатов получены следующие критериальные уравнения, позволяющие определять расход смазочной жидкости, потери мощности на трение, максимальную температуру несущего вкладыша

Ку = 0,023 Яе0'091-Ей0'004 у0'184 ЬШ0302, (17)

Ъ = 0,26 Яе0'567 V1 965 ЬЯУ0684, (18)

1тах = 0,655 К/006 Кр0-004 Яе0'041 V,/0'029 ЬЮ0'01, (19)

„ ио Ро „ о Рн 5к

где Яе = у >Еи = -[р,Ку = 2;10р5ки,Кр = ЬЕ)ри2,^ = ^

Физические параметры V, р определены по Т0

Приведенные зависимости верны, если значения безразмерных комплексов лежат в следующих пределах 1,15 106 < Яе < 1,81 107, 0,008 < Ей < 0,166, 0,022 < Ку < 0,033, 0,4 < Кр < 6,506, 0,1 10"2 < у < 0,2 10"2, 0,8 < ЬТ> < 1,34

Средние относительные отклонения величин, вычисленных по уравнениям (17) - (19) от численных составили соответственно 4,81 %, 4,53 %, 0,76 %

Проведенные численные исследования подшипников турбоагрегатов подтвердили принципиальную возможность использования в них водяного конденсата в качестве смазочной жидкости

Выполненная оценка экономической эффективности показала, что перевод систем смазки турбоагрегатов с турбинного масла на водяной конденсат является экономически целесообразным

В приложениях представлен элемент листинга расчетной программы, копии актов о внедрении, копия свидетельства об официальной регистрации программы для ЭВМ

Заключение

В представленной диссертационной работе решена актуальная научно-техническая задача повышения эффективности и обеспечения надежности и безопасности роторно-опорных узлов турбинных агрегатов с подшипниками жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом, на основе совершенствования методики их расчета и разработки программного обеспечения для их проектирования

При реализации поставленных в работе задач были получены следующие основные результаты и сформулированы выводы

-181 На основании сделанного анализа литературных данных установлено

• проблема замены нефтяного турбинного масла огнестойким или негорючим заменителем занимает одно из центральных мест среди актуальных проблем теплоэнергетики Существующие заменители обладают недостатками, препятствующими их широкому внедрению,

• перспективным направлением замены нефтяных смазочных материалов в подшипниках скольжения турбомашин является использование водяного конденсата По сравнению с огнестойкими синтетическими маслами водяной конденсат имеет ряд существенных преимуществ, к которым относятся его доступность, незначительная стоимость подготовки, нетоксичность и хорошая деаэрируемость

2 Разработана математическая модель и проведены теоретические исследования неизотермического турбулентного течения маловязкого смазочного материала в зазоре подшипника жидкостного трения Повышение адекватности разработанной математической модели для расчета гидродинамических реакций смазочного слоя подшипников достигается уточнением формулы Рейхардта для расчета коэффициентов турбулентной вязкости

3 Разработана математическая модель и проведены расчеты несущей способности и динамических характеристик (коэффициентов жесткости и демпфирования) подшипников, работающих в режиме гидродинамического и гидростатического подъема и являющихся основой расчета колебаний и устойчивости ротора

4 Установлено, что в режимах пуска и останова турбины для создания приемлемых толщин несущего смазочного слоя подшипников, смазываемых водяным конденсатом, необходимо применение гидростатического подъема ротора

5 Экспериментальные данные и результаты численных исследований подшипников жидкостного трения были обобщены критериальными уравнениями, позволяющими моделировать реальные условия протекания физических процессов и прогнозировать характеристики подшипников на стадии выполнения проектировочных расчетов

6 Разработано и практически апробировано программное обеспечение, позволяющее выполнять расчеты несущей способности и динамических характеристик подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом Проведенные исследования и расчеты статических и динамических характеристик подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом, доказывают их работоспособность при эксплуатации в качестве опорных узлов турбинных агрегатов

7 Выработаны рекомендации по практическому использованию водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки и регулирования турбомашин Выполненная оценка экономической эффективности на примере турбины К 300-240 показала, что перевод систем смазки турбоагрегатов с турбинного масла на водяной конденсат оправдан с точки зрения обеспечения динамических характеристик и экономически целесообразен

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1 Ильинов, В J1 Расчетные исследования работоспособности радиальных подшипников скольжения на водяном конденсате на режимах пуска-останова турбины / В В Рухлинский, А И Рязанцев, В JI Ильинов // Современные проблемы строительного материаловедения материалы 111 межд науч -практ конф -школе-семинаре молодых ученых, аспирантов и докторантов, посвященная памяти В Г Шухова - Белгород, 2001 -Ч 1 -С 265-271

2 Ильинов, BJI Расчетные исследования работоспособности радиальных подшипников скольжения на водяном конденсате / В В Рухлинский, А И Рязанцев, В JI Ильинов, А Ф Введенский // Вестник нац техн ун-та "ХПИ" - Харьков, 2002 -С 108-112

3 Ильинов, В JI Математическое моделирование процессов работы подшипников скольжения в роторных машинах / В В Рухлинский В Л Ильинов // Современные технологии в машиностроении материалы VIII Всероссийской науч -практ конф - Пенза, 2004 - С 168-171

4 Ильинов, В JI Математическая модель гидростатического радиального подшипника скольжения на водяном конденсате / В В Рухлинский, В J1 Ильинов // Достижения ученых XXI века сб науч статей межд науч -практ конф - Тамбов, 2005 -С 60-61

5 Ильинов, В JI Математическая модель радиального подшипника скольжения на водяном конденсате при работе в гидродинамическом режиме / В.В Рухлинский, B.J1 Ильинов // Наука на рубеже тысячелетий материалы межд науч -практ конф - Тамбов, 2005 -С 106-110

6 Ильинов, В JI Анализ работоспособности радиальных гидродинамических подшипников скольжения турбомашин на водяном конденсате / В В Рухлинский, В J1 Ильинов // Энергосбережение и водоподготовка — 2006 - №3 — С 68-70

7 Программа расчета характеристик подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом "Подшипник-Водяной конденсат" / В Л Ильинов, В В Рухлинский // Свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ № 2007611466 от 9 04 2007 г

Подписано к печати 23 04 2007 г Формат 60x84 1/16 Печать офсетная Объем 1,0 уел пл Тираж 100 экз Заказ №1123

Отпечатано с готового оригинал-макета на полиграфической базе Орловского государственного технического университета 302020, г Орел, Наугорское шоссе, 29

ВВЕДЕНИЕ

Глава IV

1. НОДШИННРЖИ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ ТУРБИН КАК ОБЪЕКТ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Конструкции, условия работы и критерии работоспособности подшипников жидкостного трения турбин

1.2. Современное состояние вопроса расчета опор жидкостного трения

1.3. Структура, объекты, задачи исследования

1.4. Выводы

Глава

II. РЕЗУЛБТАТЫ РАДИАЛБНОГО ЭКСНЕРИМЕНТАЛБНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО НОДШИННИКА, СМАЗБ138 ВАЕМ0Г0В0ДЯНБ1М КОНДЕНСАТОМ

2.1. Экспериментальные исследования радиального подшипника жидкостного трения турбин

2.2. Вывод критериальных уравнений для расчета характеристик подшипника жидкостного трения турбин

2.3. Результаты обработки экспериментальных данных

2.4. Выводы

Глава

III. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК РАДИАЛБНБ1Х НОДШИПНИКОВ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ ТУРБР1Н

3.1 Математическая модель неизотермического турбулентного течения смазочного материала

3.2. Численное определение характеристик радиального подшипника жидкостного трения

3.3. Статические характеристики радиального подшипника жидкостного трения

3.4. Динамические характеристики радиального подшипника жидкостного трения

3.5. Сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований радиального подшипника скольжения диаметром мм на водяном конденсате

3.6. Выводы

Глава

IV. ВОПРОСЫ ПРАКТИЧЕСКОГО ПРИМЕПЕНИЯ РАДИАЛЬПЫХ ПОДШИПНИКОВ ЖИДКОСТНОГО ТРЕПИЯ ТУРБИН, РАБОТАЮЩИХ НА ВОДЯНОМ КОНДЕНСАТЕ

4.1. Практические рекомендации по применению подшипников жидкостного трения турбин, работаюш;их на водяном конденсате

4.2. Расчетные исследования радиальных подшипников турбоагрегата Губкинской ТЭЦ на водяном конденсате

4.3. Обобщение результатов и оценка экономической эффективности

4.4. Выводы

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Актуальность темы. Подшипники скольжения широко используются в энергетическом оборудовании тепловых и атомных электростанций, на транспорте, на объектахительной 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 иительных 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 диссертационной 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:

1. 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 остайЬйыполнено уточнение формулы Рейхардта для расчета коэффициентов турбулентной вязкости подшипников жидкостного трения, работающих в условиях смазки водяным конденсатом.

3. Получены критериальные уравнения, позволяющие моделировать реальные условия протекания физических процессов в подшипниках жидкостного трения и рассчитывать их характеристики в условиях смазки водяным конденсатом.

4. Выявлены закономерности влияния рабочих и геометрических параметров на несущую способность и динамические характеристики подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом.

5. 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 программного обеспечения.

Критериальные уравнения, описывающие теплофизические процессы в смазочном слое получены на основе методов теории подобия и размерностей. Экспериментальные данные обрабатывались методами множественной регрессии в программе 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 конференции-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.

4.4. Выводы

1. Проведенные численные исследования подшипников турбоагрегатов подтвердили принципиальную возможность использования в них водяного конденсата в качестве смазочной жидкости.

2. В режиме номинальных параметров для всех исследуемых подшипников минимальная толщина смазочного слоя находится в допустимых пределах.

3. При снижении частоты вращения вала происходит снижение минимальной толщины смазочного слоя до опасно малых значений. Следовательно, для обеспечения безаварийной работы турбины в режимах малых частот вращения (пуски и остановы) требуется применение гидростатического подъема ротора.

4. Получены критериальные уравнения для расчета расхода смазочной жидкости, потерь на трение и максимальной температуры несущей поверхности для каждого исследованного подшипника, а также получены обобщающие критериальные зависимости для всей серии исследованных подшипников турбоагрегатов, что позволило дополнительно определить влияние относительной т /гл ширины подшипников 1Л) и относительного зазора у = ^.

5. Разработаны рекомендации по практическому использованию водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки и регулирования турбомашин.

6. Выполненная оценка экономической эффективности показала, что перевод систем смазки турбоагрегатов с турбинного масла на водяной конденсат экономически выгодно.

164

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В представленной диссертационной работе решена актуальная научно-техническая задача повышения эффективности и обеспечения надежности и безопасности роторно-опорных узлов турбинных агрегатов с подшипниками жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом, на основе совершенствования методики их расчета и разработки программного обеспечения для их проектирования.

При реализации поставленных в работе задач были получены следующие основные результаты и сформулированы выводы:

1. На основании сделанного анализа литературных данных установлено:

• проблема замены нефтяного турбинного масла огнестойким или негорючим заменителем занимает одно из центральных мест среди актуальных проблем теплоэнергетики. Существующие заменители обладают недостатками, препятствующими их широкому внедрению;

• перспективным направлением замены нефтяных смазочных материалов в подшипниках скольжения турбомашин является использование водяного конденсата. По сравнению с огнестойкими синтетическими маслами водяной конденсат имеет ряд существенных преимуществ, к которым относятся его доступность, незначительная стоимость подготовки, нетоксичность и хорошая де-аэрируемость.

2. Разработана математическая модель и проведены теоретические исследования неизотермического турбулентного течения маловязкого смазочного материала в зазоре подшипника жидкостного трения. Повышение адекватности разработанной математической модели для расчета гидродинамических реакций смазочного слоя подшипников достигается уточнением формулы Рейхард-та для расчета коэффициентов турбулентной вязкости.

3. Разработана математическая модель и проведены расчеты несущей способности и динамических характеристик (коэффициентов жесткости и демпфирования) подшипников, работающих в режиме гидродинамического и гидростатического подъема и являющихся основой расчета колебаний и устойчивости ротора.

4. Установлено, что в режимах пуска и останова турбины для создания приемлемых толщин несущего смазочного слоя подшипников, смазываемых водяным конденсатом, необходимо применение гидростатического подъема ротора.

5. Экспериментальные данные и результаты численных исследований подшипников жидкостного трения были обобщены критериальными уравнениями, позволяющими моделировать реальные условия протекания физических процессов и прогнозировать характеристики подшипников на стадии выполнения проектировочных расчетов.

6. Разработано и практически апробировано программное обеспечение, позволяющее выполнять расчеты несущей способности и динамических характеристик подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом. Проведенные исследования и расчеты статических и динамических характеристик подшипников жидкостного трения, смазываемых водяным конденсатом, доказывают их работоспособность при эксплуатации в качестве опорных узлов турбинных агрегатов.

7. Выработаны рекомендации по практическому использованию водяного конденсата в качестве смазочного материала в системах смазки и регулирования турбомашин. Выполненная оценка экономической эффективности на примере турбины К 300-240 показала, что перевод систем смазки турбоагрегатов с турбинного масла на водяной конденсат оправдан с точки зрения обеспечения динамических характеристик и экономически целесообразен.

166

1. Айзерман, М.А. Теория автоматического регулирования / М.А. Айзер-ман. -М.: Наука, 1966. 452 с.

2. Артеменко, Н.П. Гидростатические опоры роторов быстроходных машин / Н.П. Артеменко, А.И. Чайка, В.Н. Доценко и др. Харьков: «Основа», 1992.198 с.

3. А.с. 1368448 СССР, МКИ 3¥ 01 Б 25/16. Способ смазки подшипника скольжения / В.М.Капинос, В.В.Рухлинский, И.В.Кузьменко, И.Д.Усачев, Л.А.Зарубин, Е.И.Зарецкий и Ю.И.Мищенко (СССР). №4120328/24-06; заявл. 02.07.86; опубл. 23.01.88, Бюл. № 3.-117 с.

4. Браиловская, Н.Ю. Вычислительные методы и программирование / Н.Ю. Браиловская, Л.А. Чудов. М.: Изд-во Моск. ун-та, 1962. - 52 с.

5. Бургвиц, А.Г. Устойчивость движения шипа в подшипниках жидкостного трения/ А.Г. Бургвиц, Г.А. Завьялов. М.: Машиностроение, 1964. - 148 с.

6. Белоусов, А.И. Способ расчета динамических характеристик гидростатических подшипников // Исследование гидростатических подшипников. М.: Машиностроение, 1973.-С. 12-18.

7. Белоусов, А.И. Динамические характеристики опорных гидростатических подшипников. В кн.: Труды Куйбышевского авиационного института. -Куйбышев: КуАИ, 1967. С. 142-148.

8. Водяная система регулирования паровых турбин / В.И. Веллер, Г.Н. Виркосянц, Д.М. Левин, В.В. Лыско М.: Энергия, 1970. - 263 с.

9. Возникновение и развитие пожара масла на турбоустановках / В.И. Веллер и др. // Энергетик. 1979. - №2. - С. 30-31.

10. Воскресенский, В.А. Расчет и проектирование опор жидкостного трения/ В.А.Воскресенский, В.И.Дьяков, А.З.Зиле.- М.: Машиностроение, 1983.-232 с.

11. Герасименко, В.Я. Методы моделирования тепловых и гидромеханических процессов в радиальных подшипниках турбомашин: дис. . канд. техн. наук / В.Я. Герасименко. Белгород, 1999. - 126 с.

12. Гидродинамическая теория смазки. Классики естествознания: сб. материалов / под ред. Л.С. Лейбензона. М.- Л.: ГТТИ, 1934. - 562 с.

13. Диментберг, Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов/ Ф.М. Диментберг. М.: Изд-во АН СССР, 1959. - 348 с.

14. Дьячков, А.К. Расчет давлений в масляном слое подушек упорного подшипника при неизотермическом процессе / А.К. Дьячков // Машиноведение. -1966.-№2.-С.100-111.

15. Дьячков, А.К. Расчет давлений, возникающих при неизотермическом процессе в слое смазки подушек упорного подшипника при заданной форме его тангенциального сечения / А.К. Дьячков // Машиноведение. 1972. - № 4. -С.84-94.

16. Жуковский, И.Е. О гидродинамической теории трения хорошо смазываемых твердых тел / И.Е. Жуковский // Журн. рус. физ.-хим. об-ва, 1886. -Т.ХУШ, отд. 1, В.7, Собр. соч. т. III. М.- Л.: Гостехиздат. - 1949. - С.112-120.

17. Жуковский, И.Е. О трении смазочного слоя между шипом и подшипником / И.Е. Жуковский, С.А. Чаплыгин // Тр. отдел физ. наук. Об-во любителей естествознания: собр. соч. в 3 т. Л.: Госиздат, 1949. - С.133-151. - Т. III. -1906. - вып. I.-С. 24-33.

18. Жирицкий, Г.С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г.С. Жирицкий, В.А. Стрункин // Машиностроение. 1968. -С. 440-492.

19. Зинчук, A.A. Теоретическое и экспериментальное определение коэффициентов демпфирования гидростатических подшипников // Динамика гибких роторов. М.: Наука, 1972. - С. 57-60.

20. Зырянов, А.П. Стационарная задача гидродинамической теории смазки подшипника /А.П. Зырянов // Машиноведение. 1975. - № 1. - С.41-47.

21. Ильинов, B.JI. Анализ работоспособности радиальных гидродинамических подшипников скольжения турбомашин на водяном конденсате / В.В. Рух-линский, B.JI. Ильинов // Энергосбережение и водоподготовка. 2006. - № 3. -С. 68-70.

22. Ильинов, B.JI. Математическая модель гидростатического радиального подшипника скольжения на водяном конденсате /В.В. Рухлинский, B.JI. Ильинов // Достижения ученых XXI века: сб. науч. статей межд. науч.-практ. конф. -Тамбов, 2005.-С. 60-61.

23. Ильинов, B.JI. Расчетные исследования работоспособности радиальных подшипников скольжения на водяном конденсате /В.В. Рухлинский, А.И. Ря-занцев, B.JI. Ильинов, А.Ф. Введенский // Вестник нац. техн. ун-та "ХПИ". -Харьков, 2002. С. 108-112.

24. Исследование радиального гидродинамического подшипника на маловязкой жидкости турбины КТ-40/32-6,4: отчет о НИР (заключительный) / ХПИ им. В.И. Ленина, ПО "Харьковский турбинный завод" им. С. М. Кирова. Хоздоговор № 28438. - Харьков, 1989. - 33 с.

25. Казанский, В.Н. Системы смазывания паровых турбин / В.Н. Казанский М.: Энергоатомиздат, 1986. - 152 с.

26. Кальменс, В.Я. Обеспечение вибронадежности роторных машин на основе методов подобия и моделирования / В.Я. Кальменс. СПб.: СЗПИ, - 1992. -374 с.

27. Камерон, А. Теория смазки в инженерном деле / А. Камерон. М.: Машгиз, 1962. - 296 с.

28. Кельзон, A.C. Расчет и конструирование роторных машин/ A.C. Кельзон, Ю.Н. Журавлев, H.A. Январев. JL: Машиностроение, 1975. — 288 с.

29. Коднир, Д.С. Контактная гидродинамика смазки деталей машин / Д.С. Коднир. М.: Машиностроение, 1976. - 304 с.

30. Коровчинский, М.В. Теоретические основы работы подшипников скольжения / М.В. Коровчинский. М.: Машгиз, 1959. - 403 с.

31. Косяк, Ю.Ф. Эксплуатация турбин с сегментными радиальными подшипниками / Ю.Ф. Косяк, М.Г. Вишнивецкий // Теплоэнергетика. 1983. - № 4. -С.32-35.

32. Лунд. Разработка понятия динамических коэффициентов радиальных подшипников жидкостного трения / Лунд // Проблемы трения и смазки. 1987. -№1. - С. 40-44.

33. Макколлион. Анализ тепловых эффектов в полном радиальном подшипнике / Макколлион, Юсиф, Ллойд // Проблемы трения и смазки. 1970. -№ 4. -С.42-51.

34. Максимов, В.А. Расчет опорных подшипников с самоустанавливающимися подушками высокоскоростных турбомашин / В.А. Максимов, И.В. Хамидуллин // Энергомашиностроение. 1979. - № 2. - С. 15-19.

35. Максимов, В.А. Трибология подшипников и уплотнений жидкостного трения высокоскоростных турбомашин / В.А. Максимов, Г.С. Баткис Казань: Фэн, 1998.-430 с.

36. Меркин, Д.Р. Введение в теорию устойчивости движения / Д.Р. Меркин -М.: Наука, 1987.-304 с.

37. О выборе реконструкции опорных подшипников для мощных паровых турбин / В.М. Олимпиев, Л.П. Сафонов, Л.Д. Френкель, И.О. Юрченко // Теплоэнергетика. 1983. - № 4. - С.28-32.

38. Огнестойкие турбинные масла / Под ред. проф. K.M. Иванова. М.: Химия, 1974. - 166 с.

39. Пасконов, В.М. Численные методы в газовой динамике / В.М. Паско-нов. М.: Изд-во Моск. ун-та, 1963. - 76 с.

40. Петров, Н.П. Гидродинамическая теория смазки / Н.П.Петров // АН СССР.- 1948. Статья "Трение в машинах и влияние на него смазывающей жидкости" (Впервые опубликована в инженерном журнале, 1883).

41. Подольский, М.Е. Некоторые вопросы теплообмена в упорных подшипниках скольжения / М.Е. Подольский // Машиноведение. 1966. - № 4. -С.94-106.

42. Подшипник скольжения с водяной смазкой для быстроходных турбин / Е.В. Трифонов, И.Д. Ямпольский, Е.В. Пируев и др. // Судостроение. 1966. -№ 5. -С.25-30.

43. Позняк, Э.Л. Упрощенный численный метод расчета характеристик подшипников скольжения произвольной формы / Э.Л. Позняк // Машиноведение. 1966.-№ 2. - С. 91-99.

44. Позняк, Э.Л. Динамические свойства масляной пленки в подшипниках скольжения // Известия АН СССР. ОТН. Механика и машиностроение. — 1961. — №6.-С. 52-67.

45. Попов, П.З. Неизотермическая задача гидродинамической теории смазки подпятника с недеформированной и деформированной подушками / П.З. Попов // Сб. Развитие гидродинамической теории смазки. М.: Наука,- 1970. -С.105-120.

46. Попов, П.З. Плоская неизотермическая задача гидродинамической теории смазки подпятника с деформированной подушкой / П.З. Попов // Машиноведение. 1966. - № 4. - С.82-93.

47. Программа расчета характеристик подшипников скольжения, смазываемых водяным конденсатом "Подшипник-Водяной конденсат" / В.Л. Ильи-нов, В.В. Рухлинский // Свидетельство об официальной регистрации программы для ЭВМ № 2007611466 от 9.04.2007 г.

48. Прокопьев, В.Н. Динамика роторов на подшипниках с плавающими нев-ращающимися втулками / В.Н. Прокопьев и др. // Проблемы машиностроения и надежности машин. 1995. - № 5. - С. 37-42.

49. Равикович, Ю.А. Конструкции и проектирование подшипников скольжения агрегатов ДЛА: учеб. пособие / Ю.А. Равикович М.: Изд-во МАИ, 1995.-58 с.

50. Рейнольде, О. Гидродинамическая теория смазки и ее применение к опытам Тауэри (пер. с англ.) / О. Рейнольде // Серия "Классики естествознания". М.: ГТТМ, 1934. - 530 с.

51. Роде. Исследование термогидродинамических характеристик сдавливаемых пленок / Роде, Эззат // Проблемы трения и смазки. 1974. - № 2. -С.6-14.

52. Рухлинский, В.В. Анализ тепловых явлений в радиальном подшипнике скольжения с учетом теплопроводности его вращающегося и неподвижного элементов / В.В. Рухлинский, О.М. Борисенко // Энерг. машиностроение. -1986.-Вып. 42.-С. 82-89.

53. Рухлинский, В.В. Влияние внешних условий теплообмена на рабочие характеристики радиальных подшипников скольжения / В.В. Рухлинский, A.B. Ермоленко // Сб. Энергетическое машиностроение. 1988. - №. 46. -С.119-126.

54. Рухлинский, В.В. К численному решению задач пограничного слоя с использованием неявных конечно-разностных схем / В.В. Рухлинский, JI.A. Гу-ра // Энергетическое машиностроение. 1981. - № 32. - С.101-104.

55. Рухлинский, В.В. Теплофизические процессы в подшипниках скольжения жидкостного трения паровых и газовых турбин: дис. . д-ра техн. наук / В.В. Рухлинский. Харьков, 1986. - 497 с.

56. Савин, JT.A. Моделирование роторных систем с подшипниками жидкостного трения / Л.А. Савин, О.В. Соломин М.: Машиностроение-1, 2006. -444 с.

57. Сафар. Решение термогидродинамической задачи для подшипников с ламинарным режимом течения смазки / Сафар // Проблемы трения и смазки. -1978. № 4. - С.64-66.

58. Сергеев, С.И. Динамика криогенных турбомашин с подшипниками скольжения / С.И. Сергеев М.: Машиностроение, 1973. - 304 с.

59. Суганами. Термогидродинамический анализ радиальных подшипников / Суганами, Сери // Проблемы трения и смазки. 1979. - №1. - С.23-30.

60. Сушкин, И.Н. Теплотехника / И.Н. Сушкин. М.: Металлургия, 1973. -479 с.

61. Типей, Н. Подшипники скольжения: расчет, проектирование, смазка/ Н. Типей, В.Н. Константинеску и др. Бухарест: Изд-во АН PHP, 1964. - 458 с.

62. Токарь, И.Я. Проектирование и расчет опор трения / И.Я. Токарь. М.: Машиностроение, 1971. - 168 с.

63. Тондл, А. Динамика роторов турбогенераторов / А. Тондл. JL: Энергия, 1971.-388с.

64. Трояновский, Б.М. Турбинные установки тепловых и атомных электростанций. Научные и организационно-технические проблемы / Б.М. Трояновский // Теплоэнергетика. 1986. - № 6. - С. 3.

65. Феррон. Исследование термогидродинамических характеристик простого радиального подшипника. Сравнение теории с экспериментом / Феррон, Френ, Бонкомпен // Проблемы трения и смазки. 1983. - № 3. - С.111-117.

66. Хюбнер. Расчет давления и температуры в упорных подшипниках, работающих в термогидродинамическом турбулентном режиме / Хюбнер // Проблемы трения и смазки. -1974. № 1. - С. 24-75.

67. Чернавский, С.А. Подшипники скольжения/ С.А.Чернавский- М.:: Машгиз, 1963. 244 с.

68. Эззат. Исследование термогидродинамических характеристик ползунов конечной ширины / Эззат, Роде // Проблемы трения и смазки. 1973. - № 3. -С. 37-46.

69. Эззат. Нестационарные термогидродинамические характеристики ползунов конечной ширины / Эззат, Роде // Проблемы трения и смазки. 1974. -№3.-С.13-19.

70. Эксплуатационные испытания нового нетоксичного огнестойкого турбинного масла ОМТИ / Э.Д. Вилянская, К.И. Иванов и др. // Теплоэнергетика. 1972.-№ 10.-С. 56.

71. Ямпольский, И.Д. Гидростатический подшипник / И.Д. Ямпольский // Бюллетень "Открытия, изобретения, промышленные образцы и товарные знаки".- 1965.-№ 18.-С. 112.

72. Ямпольский, И.Д. Подшипники с водяной смазкой для паровых турбин / И.Д. Ямпольский, Л.Ю. Усанович // Энергетическое машиностроение. М.: НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 1968. -№ 4. - С. 13-16.

73. Ямпольский, И.Д. Применение водяной смазки в паровых установках / И.Д. Ямпольский, Л.Ю. Усанович // Вестник машиностроения. 1974. - № 2. -С. 23-25.

74. Яновский, М.И. Конструирование и расчет на прочность деталей паровых турбин / М.И. Яновский. М.-Л.: Изд. АН СССР, 1947. - 347 с.

75. Ясногородский, В.Л. Разработка метода расчета и рекомендаций к проектированию радиальных подшипников турбоагрегатов при смазке негорючей неньютоновской жидкостью типа ВРП: дис. . канд. техн. наук / В.Л. Ясногородский. Харьков, 1989. - 91 с.