Разработка методов и средств повышения прочности, работоспособности и долговечности тяжелонагруженных опор скольжения роторов энергетических установок

СОДЕРЖАНИЕ
Стр.
Введение........................................................ 5
1. Обзор состояния вопроса............................................ 8
Выводы.......................................................... 15
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
Выводы.......................................................... 46
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
Выводы...........................................................73
2
4. Разработка новых конструкций ЭМИ 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
Выводы............................................................155
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
Выводы............................................................165
6. Технология изготовления ЭМП
опор скольжения для подпятников гидроагрегатов ГЭС................167
6.1 .Оборудование и технологический процесс изготовления ЭМП сегментов.........................................................167
Выводы............................................................186
7. Создание нового промышленного производства и широкое внедрение ЭМП опор скольжения
на крупнейших гидроэлектростанциях мира...........................187
7.1 Постановка вопроса...............................................187
3
7.2 Эффективность новых конструкций в повышении надежности и работоспособности мощных гидроагрегатов
и география внедрения ЭММ подшипников............................188
7.3 Оценка уровня и качества новой конструкции
эксплуатационниками и проектировщиками...........................190
Выводы...........................................................192
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
Выводы...........................................................206
9. Исследование динамической напряженности ЭМП
опор скольжения..................................................207
9.1 Постановка вопроса..............................................207
9.2 Результаты натурных испытаний...................................208
Выводы...........................................................216
Заключение.......................................................218
Список использованных источников.................................223
11риложения на 164 стр. - в отдельном томе.
4
ВВЕДЕНИЕ
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. Тяжслонагруженныс неметаллические подшипники, геометрия которых была выполнена по аналогии с жесткими
5
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 С.П. Королева, СГЛУ), была установлена взаимосвязь между начальной геометрией, упругими деформациями трущихся пар, гидродинамическими давлениями в зоне трения, толщиной смазочного слоя и температурой в упругодсформирующихся неметаллических подшипниках скольжения.
На базе этих исследований была разработана новая контактногидродинамическая теория смазки и получены методы проектирования и расчета упругодеформирующихся неметатлических 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).
6
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 гидроаккумулирующих 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.
7
I ОБЗОР СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА
Форсированное строительство мощных гидроэлектростанций в послевоенный период и в 60-х годах прошлою века дало существенное увеличение выработки электроэнергии, внесло значительный вклад в обеспечение энергетической базы для восстановления и развития народного хозяйства нашей страны.
Создание гигантов гидроэнергетики на Волге, Ангаре, Енисее и других реках СССР сопровождалось существенным увеличением единичной мощности гидроагрегатов и ростом нагрузок на подпятники.
Увеличение мощности гидроэлектростанций и их удельного веса в энергетическом балансе страны обеспечило не только общее увеличение производства электроэнергии, но и позволило существенным образом улучшить работу крупных кольцевых энергосистем, уменьшить нежелательное и вредное для тепловых и атомных электростанций изменение режима их работы в период колебания потребляемой мощности.
Указанное обстоятельство достигается за счет большой маневренности гидроагрегатов - их способности в считанные секунды включаться в сеть и набирать полную мощность, а при необходимости, также быстро сбрасывать нагрузку, отключаться от сети и останавливаться в период резких колебаний загрузки энергосистем.
Для тепловых и атомных электростанций подобная маневренность неосуществима. Кроме того, при уменьшении нагрузки тепловых электростанций снижается коэффициент полезного действия турбин, а относительно резкое и частое изменение режимов работы отрицательно сказывается на долговечности оборудования.
Именно поэтому гидроэлектростанции являются не только производителями возобновляемой и самой дешевой электроэнергии, но и служат незаменимыми регуляторами в работе объединенных кольцевых энергосистем.
Однако увеличение нагрузок на подпятники гидроагрегатов, обусловленное ростом мощности, отрицательно сказалось на их пусковой и режимной работоспособности, надежности и долговечности и в целом на мобильности ГЭС.
Подпятники мощных современных гидроагрегатов стали повреждаться в период пусков и остановов агрегатов, а нередко и при некоторых установившихся режимах их работы. Создалась ситуация, при которой надежность, долговечность и маневренность мощных современных гидроагрегатов в ряде случаев определялась работоспособностью и надежностью подпятника (см. 11риложение №1).
Если до начала 50-х годов полная нагрузка на подпятники не превышала 10-15 МН, а удельная нагрузка на сегменты 3,0-3,5 МПа, то в настоящее время нагрузки на подпятники достигают 35 МН, а удельные нагрузки на сегменты 5,0-6,5 МПа.
В таблице 1.1 приведены основные данные подпятников различных гидроагрегатов, изготовленных заводами Советского Союза.
Для повышения надежности, долговечности гидроагрегатов отечественными конструкторскими бюро и заводами были созданы оригинальные конструкции подпятников на высокие нагрузки: двухрядные с установкой наружных и внутренних сегментов на балансир; на гидравлической опоре, обеспечивающие автоматическое выравнивание нагрузки между сегментами. Эти конструкции в целом себя оправдали, показав хорошие эксплуатационные качества.
Таблица 1.1. - Основные данные подпятников крупных гидроагрегатов
№ п/п Г идроэлектро-станция Год пуска ГЭС Нагрузка на подпятник расчетная/ действительная, МН Нагрузка на один сегмент расчетная/ действительная, МН Удельная нагрузка расчетная/ действи- тельная, МПа
1 Верхне-Свирская 1952 15/13,5 0,94/0,84 3,7/3,4
2 Мингечаурская 1953 10/- 1,25/- 3,5/-
3 Горьковская 1955 20/17 0,445/0,386 3,8/3,3
4 Волжская им. В.И. Ленина 1956 34/29 0,99/0,85 4,05/3,45
5 Иркутская 1957 20/- 1,67/- 5,2/-
6 Волжская 1959 34/29 1,7/1,45 6,44/5,5
7 Братская 1961 14/14 1,17/1,17 5,5/5,5
8 Воткинекая 1962 24/20 1,20/1,0 4,55/4,0
9 Днепродзержин- ская 1963 16/12,5 0,89/0,7 4,9
10 Плявиньская 1965 9,6/10,30 0,8/0,86 3,6/4,0
11 Красноярская* 1967 26/- 1,3/- 4,0/-
12 Саратовская 1968 20/15 1,67/1,25 4,5/3,6
13 Джердап-'Железные Ворота 1970 35/- 1,0/- 3,8(3,4 )/-
14 Нурекская 1972 17/- 1,42/- 5,05/-
15 Усть-Илимская («Электросила») 1976 16/15 1,0/0,94 3,6/3,4
16 Усть-Илимская («Уралэлектро- тяжмаш») 1974 16/15 1,0/0,94 4,12/3,8
17 ДнепроГЭС-П 1974 18,5/- 1,15/- 5,05/-
18 Токтогульская 1975 17/- 1,42/- 4,7/-
9
Продолжение таблицы 1.1.
19 Рижская* 1975 18/- 1,29/- 3,8/-
20 Зейская 1978 32/- - 4,2(3,45)
21 Саяно-Шушенская 1979 32,6/- - 3,9(3,8)
22 Ингурская 1979 12/- 1,2 12
23 Нижнекамская 1979 20,6/- 1,47/- 14,7/-
Примечания.
1) В скобках - данные для внутреннего ряда двухрядных подпятников.
2) * - обозначены подпятники, имеющие систему принудительной подачи смазки.
В настоящее время на гидроэлектростанциях России и СНГ находится в эксплуатации более 60-ти двухрядных подпятников и свыше 100 подпятников на гидравлической опоре.
Однако, несмотря на выпуск новых конструкций подпятников, увеличение нагрузки до 20-30 МН и повышение удельной нагрузки до 5,5-6,5 МПа при больших размерах подпятников привели к резкому возрастанию повреждаемости подпятников. Подпятник стал одним из наименее надежных узлов агрегата.
На рисунке 1.1 показана динамика повреждений подпятников на крупнейших ГЭС Советского Союза за период с 1955 по 1975 гг.
Анализ [13] указывает на резкое увеличение числа повреждений подпятников в конце 50-х годов, когда вводились в строй крупные многоагрегатные ГЭС с подпятниками на большие нагрузки: Горьковская, Волжские ГЭС - имени В.И. Ленина (ныне Жигулевская ГЭС) и имени XXII съезда КПСС (ныне Волжская ГЭС).
і
г
:0
Щ
г*
п
ид
I
,-4
1Г
и
;
Рисунок 1.1 - Динамика повреждения подпятников на крупнейших ГЭС
СССР с 1955 по 1975 г.
10
Начиная с 1960 года и по 1968 год, происходило в среднем 39 повреждений подпятников в год. Из них 21 повреждение в год приводило к вынужденной остановке агрегата и значительным восстановительным работам. Остальные повреждения обнаруживались при плановых осмотрах подпятников и требовали повышенных затрат времени и ресурсов на восстановление.
С 1969 по 1973 год ежегодно происходило 26 повреждений подпятников, из них 12 приводило к вынужденным остановкам агрегатов и т.д.
Таким образом, за 20 лет произошло около 550 повреждений подпятников, из них около 300 привели к вынужденным остановкам агрегатов.
Средний ежегодный ущерб от выхода из строя подпятников составил за это время около 20 млн. рублей, а общий ущерб, нанесенный народному хозяйству страны за 20 лет, определяется суммой в 400 млн. рублей (данные относятся к периоду до деноминирования денежных знаков).
Резкое увеличение количества повреждений подпятников в конце пятидесятых и в шестидесятые годы объясняется прежде всего переходом к высоким нагрузкам на подпятники, вводом в строй большого количества крупных агрегатов с тяжелонагруженными подпятниками.
Снижение аварийности подпятников, начиная с конца 60-х годов, достигнуто благодаря проведению больших и трудоемких работ по модернизации и наладке подпятников на действующих ГЭС, которым предшествовали натурные исследования и обобщение опыта эксплуатации подпятников.
Эти работы включали:
1. Установку двухслойных разрезных сегментов вместо толстых однослойных. Это мероприятие позволило снизить температурные деформации сегментов. 11о замерам на Волжской ГЭС величина деформации двухслойного сегмента выпуклостью кверху составляет 50-55 мкм, в то время как на однослойном сегменте она была 100-120 мкм.
2. Введение опорных тарелок между сегментом и опорным болтом в подпятниках на гидравлической опоре. Это мероприятие также позволило снизить деформации сегментов и повысить надежность работы подпятников этого типа.
3. Установка сменных закаленных вкладышей в головки опорных болтов из стали повышенной твердости, что позволило устранить и значительно уменьшить смятие сферических опорных поверхностей при высоких нагрузках на один сегмент.
4. Внедрение различных способов регулировки нагрузки на сегменты подпятника (рычажно-индикаторный, рычажно-индикаторный с кольцом, пьезометрический и др.). Это мероприятие позволило более равномерно распределить нагрузку на сегменты.
5. Определение оптимального окружного эксцентриситета и установка сегментов в подпятнике в соответствии с найденными значениями
11
оптимального окружного эксцентриситета, что также позволило улучшить работу подпятников ряда ГЭС.
6. Проведение суперфиниширования и полирования зеркальных поверхностей дисков подпятников с помощью специально сконструированных самоходных станков.
7. Уменьшение волнистости зеркальных поверхностей дисков подпятников. .
8. Внедрение чувствительного термоконтроля подпятников с помощью термопар и электронных потенциометров.
9. Повышение эффективности системы охлаждения.
10. Облегчение пусковых условий работы подпятников путем подбора наилучшего сочетания пусковых характеристик направляющего аппарата и углов установки лопастей рабочего колеса.
Несмотря на проведение вышеперечисленных мероприятиий, добиться требуемой надежности работы подпятников на ряде ГЭС не удалось. Следует отметить, что число повреждений уменьшено также за счет постоянного тщательного наблюдения за работой подпятников и введения ограничений в режимы работы агрегатов.
Так, на Волжской ГЭС для каждого агрегата было установлено допускаемое число пусков и остановок, после которого необходимо вскрывать подпятник для его осмотра и шабровки поверхностей трения сегментов. В 1972 году для различных агрегатов этой ГЭС допускалось от 30 до 800 пусков и остановок, а для 4-х агрегатов были вообще запрещены остановки из-за ненадежности подпя тников.
На Плявиньской ГЭС вынуждены были ввести режим приработки подпятников после проведения ремонтов, заключающийся в постепенном утяжелении режимов работы агрегатов с осмотрами поверхностей трения. Все это значительно усложняет условия эксплуатации и снижает маневренность гидроагрегатов.
Наиболее значительным мероприятием, предложенным проектировщиками с целью повышения надежности работы подпятников, является применение системы принудительной подачи смазки под давлением между поверхностями трения при пусках и остановках агрегатов.
Эта система применена на агрегатах Братской, Красноярской, Боткинской, Волгоградской, Рижской, Зейской, Саяно-Шушенской и других ГЭС.* Применение принудительной смазки облегчает условия работы подпятников при пусках и остановках и уменьшает износ поверхностей трения.
На агрегатах с подпятниками, имеющими невысокую удельную нагрузку, менее 4,0 МПа, система принудительной подачи смазки является дополнительным устройством, облегчающим пуски и остановки и уменьшающим износ поверхностей трения.
Для агрегатов с такими мапонагруженными подпятниками возможны пуски и остановки даже и при отсутствии принудительной системы смазки.
12
Для подпятников агрегатов е высокой удельной нагрузкой, например, таких, как подпятники агрегатов Братской ГЭС, имеющих удельную нагрузку
5,5 МПа при полной мощности и 3,4 МПа - при пуске агрегата, пуски и остановки без подачи смазки невозможны, так как при этом происходит повреждение поверхностей трения сегментов, исключающее дальнейшую работу подпятника в режиме жидкостного трения, а следовательно и работу агрегата.
Система подачи смазки в этих случаях должна иметь 100-процентную надежность. Однако опыт эксплуатации показал, что эта система не обладает требуемой надежностью.
Несмотря на се наличие на Братской ГЭС ежегодно происходило не менее 2-х повреждений подпятников в год.
Для обеспечения надежной работы вновь выпускаемых гидроагрегатов заводы были вынуждены пойти на ограничение удельной нагрузки на сегменты подпятников.
Так ПО «Электросила» конструирует подпятники с удельной нагрузкой не выше 4,0 МПа, оснащая их системой принудительной подачи смазки, а другие предприятия устанавливают ее не свыше 5,0 М11а.
В результате этого подпятники агрегатов Красноярской ГЭС выполнены значительно большими по габаритам при общей нагрузке почти вдвое большей, чем на подпятниках агрегатов Братской ГЭС и имеют удельную нагрузку в 1,5 раза меньшую, не превышающую 4,0 МПа.
Для подпятников агрегатов Усть-Илимской ГЭС, аналогичных по условиям работы подпятникам Братской ГЭС, ПО «Электросила» принята удельная нагрузка 3,6 МПа вместо 5,5 МПа, т.с. 1,5 раза меньше. ПО «Уралэлектротяжмаш» для подпятников части агрегатов Усть-Илимской ГЭС принята удельная нагрузка 4,2 МПа т.е. в 1,3 раза меньше, чем на агрегатах Братской ГЭС.
Подпятники агрегатов Саяно-Шушенской ГЭС при обшей нагрузке
32,6 МП сконструированы на удельную нагрузку 4,0 М11а .
Эти мероприятия позволяют повысить надежность подпятников, однако их реализация требует увеличения габаритов подпятников и металлоемкости агрегатов.
Увеличение габаритов подпятников в свою очередь неизбежно приводит к увеличению потерь мощности на трение, т.е. к снижению КПД агрегата.
Кроме того, возможности увеличения габаритов подпятников не беспредельны и определяются технологическими возможностями заводов-изгоговителей, иными словами, габаритами поковок, которые может изготовлять отечественная промышленность. Анализ показывает, что современный уровень отечественных заводов позволяет получать поковки для изготовления дисков подпятников, которые обладают требуемой надежностью и работоспособностью при нагрузках до 35-40 МН.
Вместе с тем, дальнейшее развитие гидроэнергетики требует применения более эффективных радиальноосевых турбин, а также гидроагрегатов с единичной мощностью 1 млн. киловатт и более.
13
При габаритах поковок для изготовления подпятников, которые реально могут быть достигнуты отечественными заводами, удельные нагрузки на сегменты в таких агрегатах будут 8,0-10,0 МПа, что в 2-2,5 раза больше допускаемых в настоящее время удельных нагрузок, при которых можно ожидать требуемую высокую надежность подпятников.
Таким образом, применение эффективных радиальноосевых турбин и создание гидроагрегатов единичной мощностью 1 млн. киловатт и более определяется проблемой создания подпятников работоспособных при удельных нагрузках 8,0-10,0 МПа и воспринимающих осевую нагрузку 60-70 МН т. (см. Приложения № 6, № 7).
Это обстоятельство подтверждено в решениях совещаний НИИ «Гидропроекта» от 22 ноября 1979 года и от 25 января 1980 года, где отмечено следующее:
«...Гидрогенераторы Средне-Енисейской ГЭС мощностью 375-480 МВт могут быть созданы лишь при условии, если будет разработана, изготовлена и испытана модель подпятника на грузонесущую способность порядка 6000-7000 тонн», (пункт 2.5 решения совещания от 21-22 ноября 1979 г., Приложение № 6).
«...Необходимость решения проблемы создания подпятников на нагрузки 7000 тони и выше является актуальной. Решение этой проблемы в течение ближайших 5-ти лет должно стать одной из главных задач в деле создания сверхмощных агрегатов для Енисейских и Сибирских ГЭС» (пункт 1 решения совещания от 23-25 января 1960 года, Приложения № 7, № 8, № 9, № 29, № 32).
Постановлением Государственного Комитета СССР по науке и технике и Госплана СССР № 21 от 24 января 1979 г. (Приложение № 9), № 472/248 от 12 декабря 1980 года (проблема 0.01.05), Решением Научного совета Государственного Комитета СССР по науке и технике по проблеме «Развитие электроэнергетики и электротехники» № 11-8 от 05.04.84 г. (Приложение № 32) решение указанной проблемы было поручено головным проектным предприятиям: П.О. Ленинградский металлический завод, П.О. «Уралэлектротяжмаш», ВНИИ «Электромаш», Куйбышевскому авиациионному институту и др.
Этим же постановлением предусмотрена разработка и создание прочных, работоспособных и долговечных опор скольжения металлопластмассовых сегментов для реверсивных подпятников генераторов-двигателей Загорской гидроаккумулирующей электростанции (ГАЭС), где основным исполнителем данной работы утвержден Куйбышевский авиационный институт (КуАИ), п.03.01, П7В, 03.02 ПЗ, 05.05,
05.05.01 П1,П5.
Решению поставленных проблем посвящена данная диссертация. Целью диссертации является разработка методов и средств повышения прочности работоспособности и долговечности опор скольжения роторов крупных энергетических установок.
14
Диссертация представляет собой комплекс научно-исследовательских, опытно-конструкторских и технологических работ, а также результаты большого количества натурных испытаний на крупнейших отечественных ГЭС и тепловых электростанциях (ГРЭС и ТЭЦ).
Естественно, что для выполнения указанной программы были созданы и освоены новые системы измерения, новая аппаратура на базе ЭВМ, принципиально новые конструкции опор скольжения, датчиков, а также уникальные испытательные стенды.
11а защиту выносятся следующие решенные задачи:
1. Анализ существующего состояния вопроса и существующих методов и средств обеспечения прочности, работоспособности и долговечности опор скольжения.
2. Разработка моделей работы опор скольжения и выполнение исследований динамической напряженности опор скольжения различных конструкций, работающих при пусках и остановках роторов под нагрузкой и в установившемся режиме работы энергетических установок.
3. Разработка методов проектирования и технологии изготовления опор скольжения повышенной прочности, работоспособности и долг овечности.
4. Разработка и изготовление опытных экземпляров новых тяжелонагруженных радиальных и осевых опор скольжения роторов энергетических установок и их экспериментальные исследования.
5. Внедрение разработанных новых конструкций опор скольжения на отечественных и зарубежных энергетических установках.
Выводы
1. Проведенный анализ показал, что существует острая проблема повышения надежности, работоспособности и долговечности опор скольжения роторов крупных действующих и, что особенно важно, намеченных к созданию уникальных энергетических установок нового поколения - сверхмощных гидроагрегатов Сибирских ГЭС.
2. Анализ показал, что различные конструктивные и технологические мероприятия по повышению пусковой и режимной работоспособности, надежности и долговечности гидроагрегатов, выполненные различными конструкторскими бюро, отраслевыми институтами, Институтом машиноведения АН СССР, не дали радикального решения этой проблемы (см. Приложение № 12).
3. Имела место тенденция создания крупных гидроэлектростанций Сибири со сверхмощными гидроагрегатами, единичная мощность которых составляла 1 миллион киловатт и выше (Приложения № 8 и № 9, № 32). При этом нагрузки на подпятник должны были возрасти до 70-80 МП, а удельная нагрузка на сегменты - до 8,0-9,0 МПа.
15
4. Анализ также показал, что при имеющих место удельных нагрузках на баббитовые сегменты в подпятниках существующих гидроагрегатов на уровне 4,0-5,0 МПа пусковая и режимная работоспособность и надежность подпятников не отвечают требованиям эксплуатации.
5. При таком положении не представлялось возможным даже приступить к проектированию сверхмощных гидроагрегатов, в которых удельная нагрузка в 2 раза выше, чем в существовавших, недостаточно работоспособных подпятниках гидроагрегатов (см. Приложения № 6 и № 7).
16
2 ИССЛЕДОВАНИЕ УПРУГОДЕФОРМИРУЮЩИХСЯ НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ
2.1 Эластоэффскт и его влияние на рабочие параметры подшипников скольжения
Неметаллические материалы, применяемые для изготовления подшипников скольжения, в большинстве случаев имеют модуль упругости в сотни раз меньший, чем у металлов, применяешь для этих же целей.
Данное обстоятельство приводит к тому, что под действием гидродинамических давлений материал вкладыша деформируется, форма зазора изменяется, рисунок 2.1, что в свою очередь ведет к изменению гидродинамических характеристик и несущей способности смазочного слоя.
Деформация вкладыша без «внедрения» Деформация вкладыша при наличии
«внедрения»
Рисунок 2.1 - Модель работы упругодеформирующегося подшипника скольжения жидкостного трения
Если в жестких металлических подшипниках скольжения развертка Формы зазора имеет вид симметричной параболы, рисунок 2.2, то в упруго-деформирующихся неметаллических подшипниках скольжения она имеет вид деформированной параболы, рисунок 2.3.
Естественно, что эти контактные деформации должны учитываться при расчете грузоподъемности смазочного слоя.
17
и
ф
Рисунок 2.2 - Развертка формы зазора жесткого металлического подшипника
скольжения
Рисунок 2.3 - Развертка формы зазора упруго-деформирующегося неметаллического подшипника скольжения
Решение этих задач привело к созданию новой контактногидродинамической теории смазки, родоначальниками которой в 40-х годах были отечественные ученые Л.М.Эртель, А.И.Петрусевич, А.Н. Грубин. В 50-60-х годах эта теория была фундаментапьно разработана в Куйбышевском авиационном институте профессором Д.С'.Кодниром и его учениками.
Мами были получены теоретические решения контактногидродинамической задачи для радиальных неметаллических упругодеформирующихся подшипников скольжения, а также проведены глубокие и всесторонние экспериментальные исследования упругодеформирующихся неметаллических подшипников скольжения жидкостного трения [2], [3], [41, [5], [61, [71.
18
При решении контактно-гидродинамической задачи для полимерных подшипников скольжения необходимо определить прочность поверхности вкладыша под действием сил давления, развивающихся в смазочном слое,
В связи с относительно малой толщиной и весьма малым модулем упругости полимеров по сравнению со стальным основанием подшипника при выполнении решения неметаллический вкладыш был апроксимирован плоским упругим слоем, лежащем на абсолютно жестком основании и прочно сцепленным с ним, рисунок 2.4.
с!
Рисунок 2.4 - Схема упругого слоя на жестком основании нагруженного
произвольной нагрузкой
Д.С. Кодниром была решена указанная задача [2], [3] и получено соотношение для определения прогибов поверхности полимерного материала под действием произвольно-распределенной нагрузки:
• Ь-т2)
тсЕ
гсо
р(б)
осо
- ар) • соб 1 1 1 я СО. 1 1
Р- сЬР + — • ^ 2 л + р2 ,± 2а _
ар
ае = а и(х,о)
,(2.1.1)
- оо
19
где
о - деформация упругого слоя;
Е - модуль упругости первого рода; с! - толщина упругого слоя;
Ро - нагрузка в данной точке, без учета зависимости вязкости смазки от давления;
С| с2 размерные координаты начала и конца области трения;
х - текущая координата; т - коэффициент Пуассона.
2.2 Математическая формулировка контактно-гидродинамической 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
dU др.. дт дт
р рХ + + —У- + —
dt дх ду dz
dv „ дт др дт р = рУ +—}- + -^+—(2.2.2)
dt дх ду dz
dw дта дт др.
р = dz + —— + —— +
dt дх ду dz
Уравнение неразрывности для сжимаемой жидкости
др + д (ри ) + д ( ри ) + д ( pw ) = 0 dt дх ду dz
(2.2.3)
20
Уравнение баланса энергии имеет вид
р-- [с;т+\и2+у-+\^)\=р{иХ+уУ+™1) +—{Х—) + Л 2 дх дх
д ,.дТ д ,Л дТ дг 1
+—(^—)+—++УГ*у+1+ (2.2.4)
Ф С7Р С2 02 дх
д ^
+ —(«V + + — [иг^ + УГг>, +\ур2].
После подстановки (2.2.2) в (2.2.4) уравнение энергии принимает вид
с!(Сх,Т) д , 0 ЭГ. д„дГ. д .. Й7\
р— ■ =—(Я—) +—(Я—)+—(Я—) +
ск дх дх ду ду дг дг
ди ду дм .ди ду,
+рх т:+^ +Рх—+г^(т~+т")+ (2-2-5)
дх ' ор & ар дх
ду <9и\ .дм ди.
—I-----) + г (-------1------
• —\ ' *А V
дг су дх 02
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 I {ьютона, для связи между напряжениями и скоростями деформаций уравнения имеют вид
ди 2 ,ди 5уч
Рч=-А)+2^—- + 4К/1 --//); т„ -//(—+—);
ох з ■ ду дх
ди 9 .ду д И2
+ (2 2 6)
0 дм 2 ч .д\у ди.
Л=“Ро+2//т-+ЛЛ“Ч//); =
& 3 дх дг
21
где
, ди Эу <9уу
ф = — + — +--------------------------- (2.2.7)
дх ду дг
Таким образом, для сжимаемых ньютоновской жидкости или газа основные уравнения гидродинамики и теплопередачи следующие:
с/и др0 д ди 2 ,
р~ = рХ-^ +—12/1—--/1ф+Лф\ + а( дх дх дг 3
д, .ди ду.. д _ .ду
с/у ф0 д г_ ду 2 ,
Р—=рг~-г+~ я Л+
с/1 ду ду су 3
5. .от сНу 5 г ,д\\> ди.л
Ы(—+—)];
ди дг ду ох ах а
с/и> ф() 3 д\у 2
р-г=р2-—~+—[ 2//-—-уф+лф\ + ш дг ог ог э
д, ,<9^ дг/Ч1 5 _ .ди д\\л
+ Х +^+Т + “И;
«\* от сг ф ф со:
(2.2.8)
^(сут) а
с/1 дх
+ 2р
'я—)+—
{ дх) ду
I Ф
С дгЛ" (диО
Ы; +[ф] +Ы
+//
/
/ёи+ё^2
^ф + 3х)
+ /*
дн’ дм — + —
ч дх дг)
(2.2.9)
где
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;
/ - координата, отсчитываемая но 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;
и,У,2 - соответственно компоненты скорости движения элемента
жидкости в направлении осей X, У, Z - компоненты объемной силы, отнесенные к единице массы;
22
р - плотность смазки в данной точке;
I - время;
А - термический эквивалент работы;
Т - температура в данной точке;
X. - коэффициент теплопроводности жидкости;
Су - 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], [101, 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:
Фо
дх
дт
л:у
Фо _
ду
= о.
ду
Фо _ дт_^_ Эг ду ’
(2.2.10а)
(2.2.106)
(2.2.1 Ов)
ГэИ ,д{сут) д{сут)] д И
1 аз 1 ду 1 дУ)
д и д1¥
+ Т^~ду+Гу1~ду' (2,2,11)
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:
(2.2.12)
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 16], [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 неныотоновскими свойствами, представляет собой совместное решение системы уравнений с неизвестными функциями (р0, Ь. Т, р , У|, и, V, \у, р, Су Д) четырех аргументов (х, у, г, I)
(2.2.126)
(2.2.12а)
(2.2.12в)
'У
(2.2.13)
(2.2.14)
или
24
(2.2.14a)
h(x,z)=ht (x, z)+v(x,z)-A ,
(2.2.15)
li=H(po,T),
(2.2.16)
P =P(Po,T),
(2.2.17)
Cu=Cu(p0,T),
X - X (po,T), dp , djpu) | djpo) [ d{pv) = Q
dt dx ay Gz
(2.2.18)
(2.2.19)
(2.2.3)
где
h - толщина смазочного слоя в данной точке при наличии деформации;
h| - толщина смазочного слоя в данной точке до деформации;
Л - сближение трущихся поверхностей при мысленном переходе от абсолютно жестких поверхностей к упругодеформируюшимся;
m - коэффициент Пуассона;
v, - суммарная деформация двух поверхностей в данной точке;
L1 - область давления (область трения);
а, р - координаты конца и начала области трения.
Для получения решения данная система уравнений была упрощена, и было принято X = const и CV) = 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.
25
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 ХиХ:
Фо
2// дх
(у! -yh)
,-и,
h
(2.2.20)
ôz } h
а из уравнений (2.12) и (2.3) как это впервые сделал М.В. Коровчинский I15] - 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:
д д +— h>p-.àpi = 12—
дх JLl дх dz ft et a
éfc-
дх
ч)
12рУо-dz
(2.2.21)
где
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.
26
Сжимаемость смазки при давлениях, которые обычно имеют место в подшипниках скольжения, практически отсутствует, и ей можно пренебречь, таким образом, приведенная выше система уравнений (2.2.10) (2.2.12) (2.2.3) существенно упрощается. Получается система уравнений с пятью неизвестными функциями (р0, И, Т, р, \’|) при трех аргументах (х, у, I).
Упрощаются также уравнения (2.2.21) и (2.2.13), принимая соответственно вид
Уравнения (2.2.14) (2.2.15) (2.2.16) (2.2.22) и (2.2.23) являются исходными для решения контактно-гидродинамической задачи подшипников скольжения.
Полученная система нелинейных сингулярных интегродиф-ференциальных уравнений решалась численными методами с применением методов последовательных приближений.
Для приближенного решения использовано обоснованное предположение о пропорциональности между прогибами поверхности и соответствующими величинами давлений - эпюрой давлений (гипотеза Винклера-Циммермана).
Здесь удалось обойтись без решения сингулярного интегрального уравнения и получить искомые результаты для любых значений рабочих параметров. Далее найдено уточненное решение контактногидродинамической задачи, в котором прогибы поверхности определяются методами теории упругости (без использования гипотезы Винклера -1 Циммермана).
В качестве исходного приближения при уточненном решении использовалось приближенное решение, действительное в любой зоне изменений рабочих параметров (как вблизи, так и вдали от крайних случаев). Дальнейший анализ показал, что приближенное решение обладает небольшой погрешностью, что облегчает получение уточненных решений в любом диапазоне изменения параметров.
При выполнении решения приняты следующие допущения:
1. Рассматривается плоская гидродинамическая задача и случай плоской деформации при отсутствия учета сжимаемости смазки.
2. Режим движения принимается установившимся. Предполагается, что отсутствует сближение трущихся поверхностей (у0 — 0).
3. Основное решение находится для изотермической задачи, причем
(2.2.23)
27
расчет производится по среднеинтегральной температуре смазочного слоя, т.е. по среднеинтегральной вязкости. Как известно, под среднеинтегральной вязкостью понимают такую вязкость смазки, которая, будучи постоянной в области трения, обеспечивает те же гидродинамические характеристики, что и в действительности, когда температура в области трения переменная.
4. Предполагается, что жидкость обладает ньютоновскими свойствами и ее вязкость зависит от давления по закону Баруса:
где ро - вязкость при атмосферном давлении; п - пьезокоэффициент вязкости.
2.3 Приближенное решение контактно-гидродинамической задачи для цилиндрических круговых поверхностей с малой разностью радиусов кривизны (подшипников скольжения)
Б связи с тем, что в условиях скольжения одна из поверхностей неподвижна, система уравнений гидродинамической теории смазки имеет вид
где р - вязкость масла,
и - скорость скольжения,
Ьо - минимальная толщина смазочного слоя,
Ь - текущее значение толщины смазочного слоя, с - удельная теплоемкость масла, р - плотность масла, х - текущая линейная координата,
0<х<Ь;
Ь - полная длина сечения.
Из рассмотрения формы зазора в упругодеформирующемся подшипнике скольжения, рисунок 2.1, толщина смазочного слоя определяется соотношением
где Ьт| - минимальное расстояние между окружностями, измеренное по линии центров; г, Я - радиус цапфы и вкладыша до деформации;
Я-г
Iу --------относительный зазор подшипника скольжения;
г
и - окружная скорость цапфы;
с - величина абсолютного эксцентриситета во вкладыше;
И = Мое”Р
(2.2.24)
(2.3.1)
Н(а) - у/г(\ - со8 а) + Ит] соб а + у(а),
(2.3.2)
28
а - угол (отсчитывается ог линии центров цапфы и вкладыша в сторону, обратную вращению);
с1\ ,а2 - углы, соответствующие концу к началу области трения; у - угол между двумя радиусами-векторами, проведенными из центра цапфы к центру вкладыша на одну точку поверхности трения;
Ьвн = “ Ь| - «внедрение» цапфы во вкладыш;
Ьвн тах = - Ьт| - величина максимального «внедрения» цапфы во вкладыш;
С целью получения общего решения для широкого диапазона рабочих параметров, численные решения задачи производились безразмерной форме. Связь размерных и безразмерных параметров определяется в следующем
После подстановки значений размерных параметров, выраженных через безразмерные, в уравнение (2.3.1) получено
виде:
х = га , ро=Вр,
X = В (2, Ь - 1і0Н.
(2.3.3)
(2.3.4)
(2.3.5)
(2.3.6)
Здесь безразмерные параметры следующие: основной режимный параметр
(2.3.7)
масштабный параметр
(2.3.8)
коэффициент деформации
С = —— Ек о
(2.3.9)
Новый коэффициент режима работы
(2.3.10)
с!р 1 - И (г)
с/г 1-Е (г) '
(2.3.11)
29
Используя гипотезу Винклера-Циммермана, получено выражение для прогиба поверхности трения в произвольном сечении:
(2.3.12)
где А - коэффициент пропорциональности.
Тогда после перехода к безразмерным параметрам было получено уравнение для безразмерной толщины смазочного слоя в произвольном сечении с учетом деформации упругого вкладыша подшипника скольжения
Н(г) = 1 + С,
С08
1-
СОБ
а
С,+1,
+ Ср(а)
(2.3.13)
С учетом найденного значения безразмерной толщины смазочного слоя уравнение (2.3.11) приняло вид
-Ср-С,
с1р{г)
соь
1-
2
С, +1 у
1 2
соэ 11 С, +1
1 + С р + С1
СОБ
1-
?
С, +1 ,
соь
а
С, +1 ,
(2.3.14)
Это уравнение решалось на ЭВМ методом Рунгс-Кутта. Мри значении п = 0 получено решение для постоянной вязкости масла. 11римср полученных зависимостей приведен на рисунке 2.2.
:Зчі»А« С'ОЛС-И
Рисунок 2.2 - Форма зазоров и эпюр давлений при С| = 5
Гидродинамическая грузоподъемность подшипника определяется как сумма проекций гидродинамических давлений на линию центров 8ю и на перпендикуляр к ней 82о. как это видно из рисунка 2.3.
а 2
5]0 = |г/?(а)со$( сс)сіа (2.3.15)
«і
зі
а 2
Я20 = ур(а)$лг\( а)с1а
<*1
(2.3.16)
Рисунок 2.3 - Схема работы упругодеформирующегося подшипника скольжения и определение результирующей гидродинамической
грузоподъемности
Составляющие 810 и 82о выраженные в безразмерной форме имеют вид
5,=
ю
гВ
С, +1
СОБ
с, +1 ,
ск
(2.3.17)
5, =
20
гВ
С, +1
и
Г
ск
(2.3.18)
32
Тогда безразмерная грузоподъемность определяется по формуле
\р(г)
соя
С, +1
ск
+
\р(?)
ЯШ
С, +1 , 1 /
ск
.(2.3.19)
Вектор грузоподъемности направлен под углом а2 + в к месту обрыва смазочного слоя:
+ 6 = а
С, +1
[/оСфт
+ агс(я
с,+ 1,
ск
\р(г)соя
у ^+1,
ск
(2.3.20)
Погонная гидродинамическая грузоподъемность подшипника скольжения в размерной форме определяется по формуле
Р о = гВ
С, + 1
Р .
(2.3.21.)
Полная грузоподъемность подшипника определяется в виде
А = Ро^ >
(2.3.22)
где Ь- длина подшипника.
В работе [6] было проведено большое количество численных расчетов на ЭВМ для широкого диапазона изменения коэффициентов С и С|.
Па основании этих расчетов были построены номограммы для расчета гидродинамической грузоподъемности, рисунок 2.4, температуры смазочного слоя, рисунок 2.5, и толщины смазочного слоя, рисунок 2.6.
В* дальнейшем для удобства анализа номограмма для расчета минимальной толщины смазочного слоя была преобразована [6] в формулу, имеющую вид:
И пт = Ь625
'8' О со т
[р1 )
«0.64
,0,62 ^
V
ЪА2 (2.3.23)
сГкольженияТОЛЩИНа ^Р^р-руюшегося вкладыша подшипника
Рисунок 2.4 - Номограмма для определения гидродинамиче<
грузоподъемности
34
0.5
04
0.3
ґ~
Ш
20
ЗО
Рисунок 2.5 - Номограмма для расчета температуры сма:
_! !— - _ 1
І і
АО 50 С
смазочного слоя
Рисунок 2.6 - Номограмма для расчета толщины смазочного слоя
В этой работе было проведено уточненное решение контактно-гидродинамической задачи для упруго-деформирующихся подшипников скольжения.
Сравнение уточненного и приближенного решения (таблица 2.1) показало, что различие между ними в реальном диапазоне режимов работы подшипников скольжения имеет порядок:
1. По грузоподъемности (7-10)%.
2. По толщине смазочного слоя (форме зазора) менее 10%.
Для проверки точности разработанных методов расчета было проведено экспериментальное исследование (4], [5], [6] неметаллических подшипников скольжения жидкостного трспия в широком диапазоне рабочих параметров.
36
2.4 Экспериментальное исследование и сравнение теории
с экспериментом
2.4.1 Измерение толщины смазочного слоя
Одним из важнейших факторов, определяющих работоспособность упруго-деформирующихся подшипников скольжения является величина смазочного слоя, разделяющего трущиеся поверхности и форма зазора между ними.
Толщина смазочного слоя измерялась ёмкостным методом, схема которог о приведена на рисунке 2.7.
7
*
1. Экспериментальный неметаллический подшипник
2. Металлическое покрытие 6=0,2-0,3 мк
3. Смазочный слой
4. Электрод
5. Электроизоляция
6. Проводник
7. Экспериментальный вал
8. Электронный преобразователь ПТМП-3-55
9. Блок питания
10. Осциллограф МПО-2
Рисунок 2.7 - Схема емкостного метода измерения толщины смазочного слоя
Таблица 2.1 - Сравнение уточненного и приближенного решений
Уточненное решение Приближенное решение
с, п, Р Нщт р1ТшП с, п, Р Н;:пп рНтт
5 34,3 0,521 0,8169 0,4256 5 10 0,5244 0,8370 0,4389
5 20,58 0,478 0,8145 0,3893 5 6 0,4877 0,4877 0,4012
10 2,533 0,3208 0,8039 0,2579 10 1 0,3274 0,3274 0,2642
10 15,2 0,4980 0,8019 0,3993 10 6 0,4961 0,4961 0,4076
37
В контактно-гидродинамической теории смазки эта величина зазора Ь входит в большинство расчетных параметров. Причем ряд из них имеют степенную зависимость от величины зазора Ь.
Эти обстоятельства указывают на то, что для проверки выводов, полученных на основе контактно-гидродинамической теории смазки, необходимы экспериментальные исследования, позволяющие определить толщину смазочного слоя и форму зазора в зависимости от внешней нагрузки, скорости и вязкости масла, его температуры в нагруженной зоне.
Теоретически было также установлено, что грузоподъемность смазочного слоя является функцией деформации подшипника скольжения, то есть модуля упругости материала, из которого изготовлен вкладыш подшипника, а также его толщины.
В связи с этим, было проведено экспериментальное исследование неметаллических подшипников скольжения, изготовленных из двух различных материалов: капрона и смолы П-68 с измерением следующих параметров:
1. Нагрузки, действующей на подшипник.
2. Толшины и формы смазочного слоя внутри подшипника, в нагруженной зоне.
3. Температуры смазки на входе и на поверхности трения подшипника методом пленочных термопар.
4. Гидродинамических давлений, возникающих в смазочном слое.
5. Момента (коэффициента) трения в подшипнике.
6. Скоростей скольжения (оборотов ваза).
2.4.2 Методы измерения
Для измерения толщины формы смазочного слоя был применен емкостный метод измерения с заделкой электрода в вал, рисунок 2.7. При вращении вала 7 торцевая поверхность электрода 4 , являющаяся одной из обкладок конденсатора, движется над поверхностью подшипника 1, на которую нанесено методом термо-вакуумного напыления тонкое (0,5-2) мкм токопроводимое покрытие 2 из серебра или аллюминия. 11одэлектродная часть металлического покрытия 2 выполняет роль неподвижной обкладки конденсатора.
В‘связи с весьма малой толщиной металлического покрытия упругие характеристики исследуемого образца практически не изменяются.
Емкость такого конденсатора зависит от расстояния между торцем электрода и поверхностью подшипника, а также определяется диэлектрической характеристикой масла, которая, как показали исследования [6] в условиях эксперимента практически постоянна. Иными словами, емкость конденсатора определяется толщиной смазочного слоя в том месте, где в данный момент времени находится электрод. Указанные емкостные датчики были протарированы.
Исследование проводилось на специально изготовленном стенде,
38