CC BY
88
УДК 621.67
АНАЛИЗ ПОЛОМОК ВАЛОВ ПИТАТЕЛЬНЫХ НАСОСОВ МОЩНЫХ ЭНЕРГОБЛОКОВ
В.А. Васильев, А.Ю. Ницкий
Проводится анализ причин серии поломок вала питательных насосов ПН 1500-350-4, а также результаты численных расчетов динамики жидкости в пусковом устройстве питательных насосов, промышленных испытаний по исследованию динамики ротора в пусковых и рабочих режимах.
Опыт эксплуатации новых модернизированных питательных насосов ПН 1500-350-4 на энергоблоках мощностью 800 МВт ОАО Тюменьэнерго показал недостаточную надежность этих насосов. За сравнительно небольшой период времени на Сургутской и Нижневартовской ГРЭС произошло в общем случае пять серьезных происшествий с разрушением проточной части и поломками вала насоса. Практически все поломки произошли в районе пускового устройства, использующего питательную воду в качестве смазывающей жидкости радиального подшипника скольжения, поэтому вопрос надежности насоса в настоящее время - это вопрос надежной работы пускового устройства.
Работа водяного подшипника в конструкции мощного питательного насоса в пусковых и стационарных режимах изучена недостаточно полно. Для ответа на вопрос, что является причиной поломок, необходимо знать динамику всплытия ротора в подшипниковых опорах, нагрузку в опорах и подъемные силы, формируемые в смазочном слое подшипника, взаимодействие материалов пары трения и температурные деформации подшипниковой опоры в нестационарных режимах и т. д.
Анализ показателей работы насосов до аварии, а также особенностей разрушений позволяет сказать, что разрушение происходит без видимых причин или изменений в режиме работы насоса. Уровень вибрации не превосходит допустимых норм. Более того, он существенно ниже уровня вибрации старых модификаций насосов ПН 1500-350 и ПН 1500-350-1, для которых виброскорости подшипниковой опоры 15-20 мм/с не являлись причиной поломок вала. Имевшие место усталостные поломки вала были связаны с концентраторами напряжений, создаваемыми либо неверно подобранной резьбой на валу крепления разгрузочного диска, либо дефектами изготовления на заводе.
Характер усталостного излома говорит о том, что поломки происходят при воздействии достаточно низких напряжений, насос продолжает работать с очень глубокой трещиной и малой площадью долома. На рис. 1 приведены разрушенный корпус подшипника и элемент вала, на котором очень хорошо видно и усталостную трещину, и поверхность долома.
В некоторых случаях поломка вала происходила уже при разборке насоса. Кроме того, разрушение происходило при достаточно высоких температурах. На рис. 2 представлены элементы вала насоса Сургутской ГРЭС-2 после разрушения в зоне подачи охлаждающего конденсата.
На рис. 2 и 3 видно, что поверхность излома вала имеет следы наклепа, это свидетельствует о том, что вал значительное время работал с очень большой усталостной трещиной.
Одновременно с этим, бронзовая втулка приварена к корпусу подшипниковой опоры, а это означает, что температура в зоне контакта достигала температуры плавления бронзы, т.е. примерно 800 °С. Открытым остается вопрос, что было следствием - разрушение вала или задевание и заклинивание вала в подшипниковой опоре. Во всяком случае, причину образования усталостных трещин нужно искать с учетом возможного повышения температуры в зоне подшипниковой опоры до 400-800 °С.
Вопрос влияния пусковых режимов и, как следствие, температурных градиентов на деформацию корпусных элементов и относительные температурные перемещения ротора и наружного корпуса, ротор и вкладыша пускового подшипника подробно исследован в работе [1]. В ней показано, что в нестационарных режимах, при пусках и остановах питательного насоса может быть полностью выбран зазор в пусковом водяном подшипнике и, как следствие, задевание ротора о
вкладыш подшипника. То есть, расчетным путем показано, что при работе насоса существует реальная возможность задевания и сухого трения материала втулки (бронза) по вкладышу подшипника (сталь) с выделением тепла. Работа в таком режиме может быть источником зарождения усталостных микротрещин, существенным образом снижающих устойчивость к разрушениям агрегата в целом.
Рис. 1. Корпус подшипника и вал с усталостной трещиной (НВ ГРЭС)
Рис. 2. Корпус подшипника и оплавленная бронзовая втулка (Сургутская ГРЭС-2)
Рис. 3. Участок вала поверхности излома с наклепом (Сургутская ГРЭС-2)
Рассмотрение взаимодействия ротора подшипниковой опоры и наружного корпуса требует дополнительное исследование движения вала, его всплытия и траектории движения центра шипа вала, связи виброперемещений и виброскоростей вала с виброскоростями подшипниковой опоры. Подробные исследования движения ротора в подшипниковых опорах были проведены на насосах ПН 1500-350 энергоблоков мощностью 800 МВт Славянской ГРЭС, Троицкой и Рефтинской ГРЭС, а также на насосах ПН 1500-350-1 блоков мощностью 800 МВт Пермской и Нижневартовской ГРЭС.
Общим для всех насосов является неравномерное всплытие центра шипа вала в подшипнике со стороны турбопривода и подшипника со стороны нагнетания. На рис. 4 и 5 приведены траектории движения центра шипа вала для различных частот вращения от 0 до 4500 об/мин. Описание траектории приводится в табл. 1.
Таблица 1
Всплытие ротора на различных режимах
№ Частота вращения, Всплытие от поверхности опоры, мкм
точки об/мин Передний подшипник Задний подшипник
1 1000 30 40
2 2000 5 80
3 2400 10 100
4 3000 80 110
5 4000 110 120
6 4300 120-130 120-130
6' 4300, через 3 часа работы 160 120-130
Из рис. 4 видно, что до 2400 об/мин (точка 3) ротор смещается по окружности вкладыша примерно на 40°, при этом величина всплытия остается весьма малой (от 5 до 10 мкм). Ротор в подшипниковой опоре работает на масляной пленке, и всплытие осуществляется в основном за счет гидродинамических сил в смазочном слое.
На задней подшипниковой опоре (рис. 5) уже на оборотах 1000 об/мин всплытие центра шипа составляет порядка 45-50 мкм, на частоте вращения 2000 об/мин - 80 мкм, на частоте вращения 2400 об/мин - 100 мкм. Всплытие центра шипа происходит практически вертикально с малым градусом смещения в пределах 10-15° в сторону вращения вала. При таком подъеме центра шипа ротора смазочный слой не может обеспечить достаточную гидродинамическую подъемную силу. Всплытие осуществляется в основном за счет действия гидродинамических сил проточной части. Так как со стороны переднего подшипника ротор практически не всплывет, то основная гидродинамическая сила формируется в большой цилиндрической щели разгрузочного устройства. На номинальном режиме работы насоса центр шипа ротора находится практически в центре вкладыша подшипников. Радиальный зазор достигает 120-160 мкм. Вероятнее всего ротор находится под воздействием не масляной, а масляно-воздушной среды. Несущий слой в таких условиях сформирован быть не может, динамику ротора питательного насоса на рабочих частотах вращения в полной мере определяют гидродинамические силы проточной части.
Рис. 4. Смещение центра шипа ротора во вкладыше Рис. 5. Смещение центра шипа ротора во вкладыше переднего подшипника заднего подшипника
Таким образом, если мы говорим о несущей способности пускового подшипника питательного насоса, то речь идет о работе в режиме валоповорота и на частотах вращения до 2000 об/мин. Вес ротора в сборе находится в пределах 8-10 кН, следовательно, нагрузка на пусковой подшипник должна быть не менее 4,0-5,0 кН.
Для оценки несущей способности целесообразнее всего использовать расчетные методы. На первом этапе необходимо составить расчетную модель.
Пусковой подшипник выполнен с кольцевой проточкой и торцовым подводом смазочной жидкости (конденсат) (рис. 6). Диаметр подшипника - 80 мм, длина - 80 мм. Таким образом, отношение длины к диаметру равно единице, то есть мы имеем подшипниковую опору конечной длины.
В качестве смазочной жидкости используется питательная вода, вязкость которой на порядок ниже вязкости масла, и течение в тонком смазочном слое при частоте вращения более 4000 об/мин является развитым, турбулентным. Использование в этом случае традиционных методов, основанных на решении уравнения Рейнольдса, невозможно. Рассмотрение физической модели конечной подшипниковой опоры приводит к необходимости решения системы уравнений, описывающих движение жидкости в кольцевом зазоре подшипника при произвольном движении ротора. Так как в тонком слое опоры скольжения в конкретном случае используется питательная вода с низкой вязкостью, и течение находится в автомодельном турбулентном режиме, физическая модель должна учитывать как локальные, так и конвективные составляющие инерции жидкости, а также изменение гидравлического сопротивления в щели при вращении ротора [8].
Для опор скольжения, характерен малый кольцевой зазор по сравнению с радиусом и длиной уплотнения (рис. 7).
Рис. 6. Пусковое устройство ПН 1500-350-4
Рис. 7. Схема подшипниковой опоры с торцовым подводом жидкости
Отношение зазора к радиусу много меньше единицы. Используя гипотезу тонкого слоя и полагая осевую скорость соизмеримой с окружной скоростью течения жидкости, получена система уравнений, описывающих течение жидкости в опоре с торцовом подводом жидкости [2]:
ди ттди т/ди ди
+ и + V— + ж =
дґ дх ду дг
^ = 0, ду
ш.+и дж+V дж + ж дЖ
дґ
дх
ду
дг
1 др д 2и
------— + V------2
р дх ду
др д 2Ж
— + V——
дг ду
(1)
которая вместе с уравнением неразрывности:
ди дV дЖ п
----+----+------= 0
дх ду дг
(2)
представляет собой математическую модель опоры конечной длины.
Для реальных жидкостей при условии развитого турбулентного течения жидкости система (1), (2) используется в виде [5]:
'ди тди ди ди^ --------+ и-------------+ V—+ ж--------------------------
дґ дх ду дг
• = -ИдР + кх —(0,5и(И) - и); дх И
• (дЖ тдЖ тдЖ дЖл
р\-------+ и-------+ V-------+ Ж--------
1 дґ дх ду дг
др
і—
дг
(3)
+ кг —Ж.
Здесь принято, что инерционные эффекты не отражаются на форме распределения средней скорости в щели и сдвиговые поверхностные напряжения выражены через поле скоростей. Коэффициенты кх и кг определяются с использованием коэффициента трения Дарси [3]
кх = — Яе
х 8 х
к.
=1Л Яе, 8г
где X - коэффициент трения Дарси, соответствующий турбулентному течению в трубе. Число Рейнольдса определяется по модулю относительной скорости жидкости [4]
Яе =
2ри/
и 02 + Ж2 + V2
—
(4)
(5)
Уравнения системы (3) и уравнения неразрывности (2) являются нелинейными дифференциальными уравнениями в частных производных и точного решения не имеют, поэтому при решении используются приближенные методы, разработанные в гидродинамической теории смазки. Эти уравнения могут быть использованы в качестве математической модели конечной подшипниковой опоры с торцовым подводом смазывающей жидкости и при проведении сравнительного анализа моделей короткой и конечной опоры.
В гидродинамической теории смазки получил распространение метод, развитый в работах Д. Сполдинга и С. Патанкара [5, 6]. Разработанный Сполдингом и Патанкаром полунеявный метод расчета поля течения включает в себя: задание исходного поля давления, решение уравнений движения на основе заданного поля давления, определение поправки давления из уравнения неразрывности, коррекцию поля давления с учетом поправки.
Б.Е. Лаундер и М. А. Лешцинер [7] применили этот метод для исследования влияния инерции жидкости на стационарные характеристики упорного подшипника с плоским вкладышем для случая ламинарного и турбулентного потоков жидкости.
В процессе счета необходимо сформировать падение давления на входе в опору, которое пропорционально квадрату осевой скорости на входе (рис. 8) Если ротор перекошен или совершает какое либо движение (вращается вокруг своей оси или колеблется), то для определения скорости на входе необходимо определить полное поле скорости в опоре.
Таким образом, основная трудность при определении гидродинамических сил в подшипниковой опоре с торцовым подводом жидкости связана с необходимостью определения поля скорости по неизвестному полю давления. Поле давления на входе в уплотнение определяет граничное условие по давлению и, как следствие, существенным образом влияет на формирование гидродинамической силы.
У
В существующих методах расчета гидродинамических сил поле давления определяется в виде суммы [2]:
Р = Р + Р + Р , (6)
в которой первое слагаемое обусловлено осевым течением Пуазейля, второе - движением стенок, третье - инерционными членами. Первая составляющая уравнения (осевое течение Пуазейля) определяется осевым перепадом давления в щели и падением давления на входе, которое пропорционально квадрату осевой скорости. Вторая составляющая (Рс) учитывает движение стенок и является, по сути, подшипниковой силой, поддерживающей ротор и смещающей его в сторону. Вторая составляющая несимметрична и формирует поле давления, изменяющее сопротивление по длине щели, также несимметрично. Таким образом, вторая составляющая должна оказывать влияние на падение давления на входе в щель и, как следствие, на формирование Пуазейлева течения. Не учитывая влияния движения стенок и инерции жидкости при определении осевой скорости, распределение давления в сечениях опоры мы получим симметричным относительно линии центров, а гидродинамическую силу консервативной. Это существенно, так как наличие или отсутствие консервативной составляющей определяет устойчивость динамической системы.
Течение жидкости в щелевом уплотнении происходит под действием перепада давления в направлении оси (см. рис. 8) и всегда направлено по действию перепада. Поэтому течение по оси можно рассматривать только в одну сторону, это существенно упрощает дискретизацию [6].
Дискретную модель стационарного течения получим, используя метод донорных ячеек и интегрируя уравнения (3) по контрольному объему, показанному на рис. 9.
Первое слагаемое в уравнении (3) принимает вид
і,./-1
X
і+1, . І
Дг
і,І
¿¿-1/2 іІ+1/2 Дх
і-1, . І
іІ+1
Рис. 9. Участок используемой прямоугольной сетки
'Ч
Ц дх (рииС )&ж = А+ (і + 2, и (і, і) - ли (і +1, і и (і -1, і) + +ли (і - 2, т (і, І) - ли (і - 2,І)ис (і +1,І),
(7)
где
4+ о+2, j)=т I" рр+1, j )Uc (i+2, j) + ph(i+2, j )Uc (i+2, j)
Az,
Az,
4+ О'-2,1) = -2 Рр -2,1)исО'-2,1) + Рр -2,1)ис0'-2,1)
^о+2,])=2-рр+2,1 )ис(*+2,}) + рр+2,1)ис(г'+2,]) ^
4- (1 - 2, 1)=2 -рр - 2,1 и (1 - 2,1) + рр - 2,1 и (1 - 2,1)Аг.
Интегрируя первое слагаемое уравнения (3) по контрольному объему, получаем И д; (РЪ иЛс )^х^г = 4+ (1 + 2, 1) Ж (1,1) - 4+ (1 - 2,1) Ж (1 -1,1) +
+4+ (1 - 2,1)жс (1,1) - 4- (1 + 2, ./Ж (1 +1,1).
Для второго слагаемого имеем
И (Рш? )dxdz = Ак (1,1 + 2) Ж (1,1) - Ак (1,1 - 2) Ж (1,1 -1).
Члены правой части уравнения (3) соответственно равны
И 2 -дг^2 = 2(1,1 )(Р(1,1 +1) - Р(1,1 ))А;
и
И
dz
kzv
Wcdxdz = -kz— Wc (i, j )AxAz h(i, j)
Уравнение (3) в дискретной форме запишем в виде:
4+ (i + 2, j )Wc (i, j) - A+ (i - 2, j)Wc (i -1, j) + AU (i - 2, j )Wc (i, j) -
-A- (i + 2, j)Wo (i +1, j) + AK (i, j + -2-)W; (i, j) - AK (i, j - ±)Wc (i, j -1) =
= -h(i, j)(P(i, j + 1) - P(i, j ))Ax -
kzV h(i, j)
Wi(i, j )AxAz.
(8)
(9)
(10)
(11)
(12)
(13)
Сгруппировав коэффициенты, получаем уравнение для определения Wc(i, j):
AS(i, j)Wc (i, j) = AU(i -2, j)Wc(i -1, j) + AU+ (i + -2, j)Wc(i +1, j) +
+Av (i, j - ^Wc (i, j -1) - h(i, j)(P(i, j +1) - P(i, j))Az,
где AV^ (i, j) = AU+ (i + 2, j) + AU- (i - 2 j) + Av (i, j + 2) + AxAz.
2 2 2 h(i, j)
Значения h, Wc и Uc в коэффициентах A определяются как средние между значениями параметров в узлах сетки. Например:
К*, j+1)=j +1)+^ j')) /2;
h(i, j - 1) = (h(i, j -1) + h(i, j))/2.
Зададим приближенное поле давление Р* и предположим, что истинное давление находится из выражения:
P = P* + P' (14)
где P - поправка давления.
Аналогично введем соответствующие поправки скорости:
U = U* + U', W = W* + W' (15)
Подставив в уравнение (12) значения давления и скорости в виде (14)-(15), получим уравне-
ние для поправки скорости:
(/,№с (/,]) = (/ -2,№с ( -1,у) + Л(/ + 2 7)иС (/ +1,у) +
, 2 2 (16) +Лу (и у - 2)иС О', у -1) - л0', Л(РО' + 1, у) - Р'(и 7))А2.
Поскольку при определении поправки Ц/С итерации требуются в любом случае, как показано Патанкаром [6, 7], мы должны потребовать лишь такой связи между Р1 и и'с , чтобы при последовательных уточнениях возмущенных полей скорости и давления величина всех этих возмущений приближалась к нулю.
Определение поля давления и поля скоростей может быть выполнено в следующей последовательности:
- задается исходное поле давления Р*;
- определяется скорости ис и Жс из уравнений;
- определяется поправку давления Р1 решением уравнения;
- определяется полное давление путем добавления Р1 к Р*;
- рассчитывается ис и Жс с учетом соответствующих значений со звездочкой и с помощью формул для поправки скорости;
- скорректированное давление Р представляется как новое Р* и повторяется вся процедура до тех пор, пока не будет получено сходящееся решение.
Используя описанный численный метод проведена оценка влияния вязкости и движения ротора на формирование гидродинамической силы в подшипниковой опоре
Расчеты проводились применительно к питательной воде ТЭС с вязкостью и = 0,0002 Пас при изменении относительного эксцентриситета £ от 0 до 0,9; частоты вращения от 0 до 800 рад/с; перепада давления АР от 0 до 10,0 МПа; радиуса уплотнения Я от 50 до 150 мм; длины уплотнения Ь от 25 до 200 мм и радиального зазора Н от 0,1 до 0,9 мм. Основные результаты в виде графических зависимостей приведены на рис. 10-20, табл. 2, 3.
‘ВШ£!
-0,85
Рис. 10. Осевая скорость, расчет № 1
тах
Рис. 11. Окружная скорость, расчет № 1
Параметры расчета № 1
Таблица 2
Рис. 12. Давление, расчет № 1
Параметр Значение Ед. изм.
ДлинаЬ 80 мм
Диаметр В 80 мм
Зазор Н 0,3 мм
Эксцентриситет £абс 1 мм
Давление на входе Рвх 1 МПа
Давление на выходе Р 1 вых 0,2 МПа
Вязкость ^ 0,0002 н см/м
Частота вращения п 0 мин1
Рис. 13. Осевая скорость, расчет № 2
Рис. 14. Окружная скорость, расчет № 2
Таблица 3
Параметры расчета № 2
Рис. 15. Давление, расчет № 2
Параметр Значение Ед. изм.
Длина Ь 80 мм
Диаметр В 80 мм
Зазор Н 0,3 мм
Эксцентриситет £^бс 1 мм
Давление на входе Рвх 1 МПа
Давление на выходе Рвых 0,2 МПа
Вязкость ^ 0,0002 н см/м
Частота вращения п 1000 мин1
Гидродинамическая сила, как и прежде, определяется интегрированием поля давления по поверхности опоры, поэтому изменения параметров, приводящие к изменению площади опоры должны приводить и к изменению гидродинамической силы.
Увеличивая длину подшипниковой опоры и ее диаметр должны увеличиваться как радиальная (Fp), так и циркуляционная (Fy) составляющие силы. На рис. 16 приведены зависимости составляющих гидродинамической силы от величины отношения длины к диаметру и относительного эксцентриситета.
Как видно, увеличение силы как радиальной, так и циркуляционной происходит в прямой зависимости от эксцентриситета. Радиальная составляющая при эксцентриситетах до 0,6 практически не изменяется с изменением параметра LID в пределах от
0,5 до 2,0. Но циркуляционная составляющая существенно увеличивается при увеличении величины LID. При больших эксцентриситетах близких к единице изменение гидродинамических сил, как радиальной, так и циркуляционной, может быть очень большим и достигать 600-Рис. 16. Зависимость гидродинамической силы от LID и е 800 %.
Fp
Таким образом, параметр LID (отношение длины к диаметру) существенным образом влияет на величину и направление гидродинамической силы. При малых эксцентриситетах это влияние проявляется в основном на циркуляционной составляющей, при больших эксцентриситетах на циркуляционной и радиальной.
Влияние диаметра уплотнения прослежено на рис. 17. На этом рисунке приведена зависимость гидродинамических сил для уплотнения с параметрами: длина 50 мм; относительный эксцентриситет 0,9; зазор 0,3 мм; частота вращения ротора 6000 мин1, перепад давления 3,0 МПа.
С ростом величины радиуса увеличивается как радиальная, так и циркуляционная составляющие силы.
Влияние радиального зазора приведено на рис.18 для уплотнения с параметрами: длиной 25 мм; радиу-
0,5 0,75 1,0 1,25 R, мім
Рис. 17. Зависимость гидродинамической силы от радиуса R
сом 50 мм; относительным эксцентриситетом 0,9; частотой вращения 5700 мин" ; перепадом давления 3,0 МПа.
С увеличением зазора от 0,1 до 0,9 мм радиальная составляющая увеличивается, циркуляционная снижается. Причем радиальная составляющая гидродинамической силы имеет максимум в районе от 0,3 до 0,4 мм. Циркуляционная составляющая плавно снижается с увеличением зазора в щели.
Влияние частоты вращения и перепада давления показано на рис. 19 и 20. Частота вращения изменялась в пределах от 0 до 8000 мин-1, перепад давления - от 0 до 10 МПа. Для зависимости от частоты вращения расчеты проведены с перепадом 1,0 МПа, а зависимость от перепада давления рассчитана с нулевой частотой вращения. Зависимости приведены для уплотнений с отношением длины к диаметру LID равным 1,0 (длина равна 100 мм, а радиус 50 мм) и 0,25 (длина равна 50 мм и радиус 100 мм). Во всех уплотнениях радиальный зазор равен 0,3 мм и относительный эксцентриси-Рис. 18. Зависимость гидродинамической силы от радиального зазора Н тет £= 0 9
Перепад давления и частота вращения существенно влияют на величину гидродинамической силы.
Из рис. 20 видно, что при перепаде давления 2,0 МПа в подшипниковой опоре пускового устройства возникает гидродинамическая сила, не превышающая 2,5 кНкг, при перепаде давления 1 МПа не более 1 кН. Учитывая, что вес ротора находится в пределах от 8 до 10 кН, подъемная сила в подшипниковой опоре питательного насоса должна быть не менее 5 кН. Следовательно, гидродинамическая сила подшипниковой опоры на водяной смазке совершенно недостаточна для гидростатического подъема ротора насоса при его пуске.
Одновременно с этим мы знаем, что перепад давления в кольцевой щели разгрузочного устройства при частоте вращения 2000 мин-1 составляет примерно 8,0 МПа. Из рис. 20 следует, что при таком перепаде давления гидродинамическая сила может достигать величины от 5 до 10 кН. Этого вполне достаточного, для того чтобы ротор питательного насоса всплыл в проточной части.
Рис. 19. Зависимость гидродинамической силы от частоты вращения т
Н Н
10000
7500
5000
2500
Результаты, полученные расчетным путем, были проверены в промышленных условиях путем прямого измерения всплытия ротора, смещения центра шипа, размаха виброперемещений и мгновенных значений вибрации вала насоса ПН 1500-350-4. Измерения проводи-
лись с использованием комплекта аппаратуры КСА 15.
Токовихревые датчики контроля виброперемещений устанавливались на переднюю и заднюю опоры питательного насоса во взаимно перпендикулярных направлениях, вертикальном и поперечном. Аппаратура КСА 15 позволяет контролировать колебания вала с частотой до 500 Гц, размах виброперемещений до 250 мкм, всплытие вала до 1 мм.
Целью промышленных испытаний было исследование движения ротора, всплытие центра шипа, а также вибрации или колебания ротора передней подшипниковой опоре, работающей на масле, и задней подшипниковой опоре, работающей на воде, при пуске насоса, прогреве на частотах вращения 1000-2000 мин-1 и в стационарных режимах.
Один из основных вопросов, на который необходимо было получить ответ, это всплывает ли вал при подаче конденсата в зону пускового подшипника или возможна ли работа питательного насоса в режиме валоповорота.
Исследования проводились в трех режимах.
1. Определение всплытия ротора при подаче охлаждающего конденсата в зону пускового
рр/ X р>
1 / 0=1,0
рр
\|_ / 0=0,25
2,0
4,0
6,0
8,0 ДР, МПсі
Рис. 20 Зависимость гидродинамической силы от перепада давления ДР
устройства на невращающемся роторе и заполненной проточной части. (Зазор передней подшипниковой опоры -170 мкм на диаметр, задней опоры - 400 мкм на диаметр).
2. Определение статической и динамической составляющей колебаний вала при пуске и прогреве насоса и работе в линию рециркуляции.
3. Определение положения центра шипа вала и характера колебаний вала при работе насоса на котел.
Положение вала при подаче конденсата в зону пускового устройства при заполненной проточной части и частоте вращения вала равной 0 мин-1 приведено на рис. 21. Горизонтальная шкала - время в часах и минутах, вертикальная шкала перемещения в мм. Светло-синий и темносиний соответственно горизонтальная и вертикальная составляющие вибросмещения заднего подшипника (8Г и 8В), светло-зеленый и темно-зеленый соответственно горизонтальная и вертикальная составляющие переднего подшипника (7Г и 7В). В 19-59 подан конденсат от КЭН 3 ступени давлением 15 атм в зону пускового подшипника. В 20-03 отключение, 20-04 подача конденсата, 20-06 отключение, 20-07 подача. Как видно из приведенного графика подача конденсата приводит лишь к незначительному в пределах 5-10 мкм перемещениям ротора. Перемещения до 400 мкм в середине графика по времени от 20-12 до 20-19 это два полных оборота ротора (360 градусов ) с помощью ручного валоповоротного устройства. Мы видим, что в этом случае, как на передней подшипниковой опоре, так и на задней ротор совершает значительные перемещения. Это можно объяснить статическими прогибами или перекосами ротора, связанными, например, с неравномерным прогревом. Следующая серия подачи конденсата 20-24 по 20-32 повторила прежний результат. В вертикальном и горизонтальном направлениях изменения положения ротора не превысило 5-6 мкм. Таким образом, пусковой подшипник не обеспечивает гидростатического подъема ротора питательного насоса. Это можно объяснить либо недостаточным давлением подаваемого конденсата, либо неверно выбранной конструкцией подшипниковой опоры.
Пуск питательного насоса производится с подъемом частоты вращения скачком на 1000 мин-1. Процесс пуска приведен на рис. 22. Вывод на частоту 1000 мин-1 занимает не более 30 секунд. При этом центр шипа ротора в задней подшипниковой опоре перемещается в вертикальном направлении примерно на 200 мкм и в горизонтальном направлении примерно на 100 мкм. Положение ротора в задней подшипниковой опоре неустойчиво, диапазон изменений положения центра шипа примерно 100 мкм.
В передней подшипниковой опоре на частоте 2000 мин-1 ротор поднялся примерно на 70-100 мкм, в горизонтальном направлении положение ротора практически не изменилось.
Уровень вибрации при пуске и прогреве на частоте вращения 2000 мин-1 приведен на рис. 23. Уровень вибрации ротора в задней подшипниковой опоре составляет примерно 120-170 мкм, как и неустойчиво и положение ротора - он колеблется в пределах 40-50 мкм. Уровень вибрации вала в районе передней подшипниковой опоры не превышает 20-30 мкм.
Из этого графика наглядно видно различие в характере вибрации на масляном и водяном подшипниках скольжения. Учитывая, что подъем ротора в задней подшипниковой опоре составляет примерно 200 мкм, возможно задевание ротора в подшипниковой опоре в потолочном зазоре.
На рис. 24 и 25 приведены всплытие и виброперемещения вала в масляном и водяном подшипниках при пуске насоса и работе на котел с частотой вращения до 4300 мин-1. При увеличении частоты вращения до 3000 мин-1 положение вала стабилизируется, разбег показаний не превышает 10-20 мкм, уровень вибрации также становится устойчивым и не превышает на переднем масляном подшипнике 20-25 мкм, на заднем, водяном подшипнике не превышает 160-170 мкм. При скачкообразном увеличении частоты вращения от 2000 до 3000 мин-1 уровень вибрации на задней подшипниковой опоре увеличивается, а также скачком превышает шкалу прибора 250 мкм, затем, через некоторое время (5-10 минут), стабилизируется на уровне 150-170 мкм. На зависимостях вибрации от времени при пуске насоса, есть зоны, в которых положения и вибрации ротора относительно стабильны и уровень вибрации ниже примерно на 30-40 %. Для выяснения влияния технологических параметров на устойчивость ротора насоса, были получены зависимости вибрации ротора и технологических параметров от времени. Эти зависимости приведены на рис. 26.
При дальнейшем увеличении частоты вращения до 4300 мин-1 происходит дальнейшее увеличение всплытия и уровня вибрации вала, уровень вибрации ротора на передней подшипниковой опоре достигает 40 мкм, на задней подшипниковой опоре 160-180 мкм.
Рис. 21. Подача конденсата в зону пускового устройства
Рис. 22. Пуск питательного насоса, прогрев на частоте вращения 2000 мин . Всплытие ротора, положение центра шипа
Рис. 23. Пуск питательного насоса, прогрев на частоте вращения 2000 мин Виброперемещения ротора (размах колебаний)
Рис. 24. Всплытие ротора питательного насоса при пуске и работе на котел, частота вращения до 4300 мин-1
Рис. 25. Виброперемещение ротора питательного насоса при пуске и работе на котел, частота вращения до 4300 мин-1
Рис. 26. Расход питательной воды через насос при пуске и работе на котел, частота вращения до 4300 мин-1
Сопоставление рис. 24, 25 и 26 показывает, что изменение расхода питательной воды на выходе питательного насоса полностью согласуется с потерей устойчивости положения ротора насоса.
При работе на линию рециркуляции и расходе питательной воды меньше 200 т/час положение ротора неустойчиво. Уровень вибрации может достигать 300 мкм, всплытие также неустойчиво и величина изменения положения ротора превышает 100 мкм. Учитывая температурные деформации корпуса насоса и корпуса подшипниковой опоры, можно предположить, что ротор получает ударные нагрузки о статорную часть подшипника. Кроме того, при нестационарном положении ротора возможна пульсация давлений большой амплитуды в зоне пускового подшипника. Перепад давлений может быть достаточным для появления пароводяной смеси в подшипнике. Для стали из которой изготовлен ротор предел выносливости по симметричному циклу на воздухе для 12% хромистой стали равен о_1 ~ 400-450 МПа. В условиях влаги фазовых превращений о_1 кор ~ 100-150 МПа.
В этих условиях ударная, циклическая нагрузка может быть достаточной для зарождения усталостной трещины. Для повышения надежности работы питательных насосов ПН 1500-350-4 необходимо, чтобы при работе в линию рециркуляции расход через питательный насос был не меньше 300 т/ч.
Таким образом, расчеты гидродинамических сил и промышленные испытания пускового подшипника питательного насоса позволяют сделать следующие заключения.
1. При давлении конденсата, подаваемого на вход подшипниковой опоры, в диапазоне 1,5-2,0 МПа. гидродинамическая сила не превышает 2,5 кН. При перепаде давления на уровне 1,0 МПа сила не превысит 1 кН. Одновременно с этим известно, что перепад давления в кольцевой щели разгрузочного устройства составляет примерно 8 МПа при прогреве насоса на частоте вращения 2000 мин-1. При таком перепаде давления радиальная гидродинамическая сила, действующая на ротор, может достигать величины от 5 до 10 кН. Этого вполне достаточно для того, чтобы ротор питательного насоса всплыл в проточной части.
2. Используемая конструкция пускового подшипника не способна осуществить гидростатический подъем ротора при пуске насоса.
3. На частоте вращения выше 1000 мин-1 под действием гидродинамических сил в проточной части ротор в пусковом подшипнике всплывает выше центра шипа ротора.
4. Уровень вибрации ротора в масляном подшипнике в несколько раз меньше уровня вибрации ротора в пусковом подшипнике, работающем на водяной смазке.
5. Положение ротора при работе насоса на частотах вращения порядка 2000 мин-1 неустойчиво, положение центра шипа произвольно может меняться на 100 мкм и более, что может приводить к ударной нагрузке вала о вкладыш подшипниковой опоры.
6. Устойчивость положения ротора определяется расходом питательной воды в линии рециркуляции. Потеря устойчивости происходит при расходах ниже 300 т/ч.
Литература
1. Васильев В.А., Чернявский А.О. Оценка влияния тепловых деформаций деталей питательного насоса на его работоспособность// Вестник ЮУрГУ. Серия «Машиностроение». - 2005. -Вып. 6. - № 1(41). - С. 73-77.
2. Завьялов Г.А., Васильев В.А. Турбулентные течения вязкой жидкости в уплотнениях насосов// Разработка и исследование вспомогательного оборудования турбинных установок ТЭС: Сб. науч. тр. ВТИ. - 1991. - С. 79-85.
3. Марцинковский В.А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. - М. : Машиностроение, 1980.
4. Туркин А.Н. Гидромуфты питательных насосов электростанций. - М.: Энергия, 1974, 229 с.
5. Патанкар С., Сполдинг Д. Тепло- и массообмен в пограничных слоях. - М. : Энергия, 1971, 126 с.
6. Патанкар С. Численные методы решения задач теплообмена и динамики жидкостей. -М. : Энергоатомиздат, 1984. - 149 с.
7. Лаундер, Лешцинер. Течение в упорных подшипниках конечной ширины с учетом влияния инерции. II Турбулентное течение// АСМЕ. - 1978. - № 3.
8. Васильев В.А. Разработка математической модели щелевого уплотнения с учетом неньютоновских свойств в тонком слое нестационарного потока// Повышение надежности и эффективности работы теплотехнического оборудования ТЭС: Сб. науч. тр. УралВТИ. - 1996. -С. 147-153.
