Оценка влияния тепловых деформаций деталей питательного насоса на его работоспособность

Оценка влияния тепловых деформаций деталей питательного насоса на его работоспособность

В.А. Васильев, А.О. Чернявский

Питательный насос ПН1500-350 является базовым насосом для блоков тепловых электростанций мощностью от 500 до 1200 МВт. Насос обеспечивает подачу 1500 м3/ч воды с давлением 350 атм, что составляет половину потребности в воде котлоагрегата энергоблока мощностью 800 МВт. Из-за особенностей конструкции насоса (длинный вал, неоптимальное соотношение числа лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата, концентраторы напряжений) наработка таких насосов до капитального ремонта в среднем по парку ЕЭС России не превышала 10 000 часов.

С целью увеличить ресурс производителем насосов была предпринята их модернизация: изменение числа лопаток, укорочение вала, изменение конструкции опорных узлов. В результате вибрационная составляющая нагрузок была существенно снижена: виброскорости, измеренные в районе подшипниковых опор, уменьшились с 7... 15 до 3...4 мм/с - уровня, который принято считать безопасным. Для того, чтобы исключить задевание ротора за корпус при пуске на режиме валоповорота, в конструкцию насоса был введен пусковой подшипник - рис. 1 (на стационарном режиме роль «подшипника» играет водяной слой в зазоре 0,3 мм между ротором и корпусом). Подшипник устанавливается в специально сконструированный корпус и смазывается водой под давлением. При эксплуатации модернизированных насосов ПН1500-350-4 в Тюменьэнерго было обнаружено, что пусковой подшипник требует замены через 5.6 тыс. часов работы из-за задеваний при пусках и остановах. Кроме того, имели место разрушения пускового подшипника и/или вала в районе этого подшипника.

Обеспечение безаварийной работы питательных насосов ПН 1500-350-4 требует выяснения и устранения причин разрушения вала и подшипника пускового устройства. Наблюдаемый усталостный характер разрушения валов и корпусов подшипников [1, 2] свидетельствуют о возникновении достаточно больших усилий в пусковом подшипнике: для усталостного разрушения вала 060 мм, по грубым оценкам, требуется усилие не менее 5 кН, действующее в течении как минимум нескольких суток при оборотах вала 4500 мин-1.

В качестве гипотезы, объясняющей возникновение значительных по величине и действующих достаточно продолжительное время усилий в пусковом подшипнике, рассматривается тепловая деформация корпуса насоса и пускового устройства.

Деформации корпуса пускового устройства вследствие неравномерного нагрева

Геометрическая модель конструкции показана на рис. 2. В модель включены корпус пускового устройства 1 и часть крышки насоса 2 - для корректного задания граничных условий при расчетах. Конструкция симметрична относительно вертикальной плоскости, поэтому на рисунках (как рис. 2, так и последующих), для наглядности приведена только половина конструкции. Корпус пускового устройства омывается со стороны разгрузочной камеры водой с температурой около 150 °С. Через сверление в корпусе к пусковому подшипнику подводится конденсат с более низкой - около 60 °С - температурой.

Расчет деформаций корпуса сложной формы с учетом неосесимметричного распределения температуры требует применения численных методов и соответствующих компьютерных программ. В данной работе использовался метод конечных элементов и его реализация в виде пакета DesignSpace (комбинация модуля решения пакета ANSYS с модулем подготовки геометрии пакета SolidWorks). При выполнении расчетов было принято предположение о симметрии как конструкции, так и температурного поля относительно вертикальной плоскости.

Модель конструкции была разбита на 23 тысячи конечных элементов - тетраэдров. Предполагалось, что распределение температуры по каждому отдельному элементу может быть достаточно точно описано квадратичной функцией координат точки в элементе. При этом задача расчета температурного поля сводилась - с помощью известных приемов метода конечных элементов - к решению системы линейных уравнений с 33 тысячами неизвестных.

При расчете принималось, что температура воды в разгрузочной камере равна 160 °С (рис. 2а);

температура конденсата, подаваемого в пусковой подшипник, 60 °С (рис. 2б);

перед отводом в деаэратор потоки смешиваются. Количество воды, поступающей из разгрузочной камеры, примерно в 3 раза превышает количество подаваемого конденсата, поэтому - при идеальном перемешивании - смесь имеет температуру 135 °С (рис. 2в);

контакт корпуса пускового устройства и крышки насоса является идеальным (тепловое сопротивление контакта равно нулю);

по наружным поверхностям деталей происходит конвективный теплообмен с окружающим воздухом (температура воздуха 20 °С, коэффициент теплоотдачи 0,5-10-6 Вт/м2С - усредненное справочное значение);

рассматривалось только установившееся температурное поле (переходные процессы не анализировались).

Последнее предположение ведет к тому, что оцененная такими расчетами опасность тепловых деформаций может оказаться заниженной - если на каком-то из пропущенных переходных режимов комбинация температур и деформаций окажется более неблагоприятной.

Результаты расчета распределения температур показаны на рис. 3, где для изображения температур использованы условные цвета (соответствующая цветовая шкала в правой части рисунка проградуирована в градусах Цельсия). Полученные результаты следует рассматривать лишь как оценочные из-за приближенного задания граничных условий, однако их,

Внимание, отключите Adblock

Вы посетили наш сайт со включенным блокировщиком рекламы!
Ссылка для скачивания станет доступной сразу после отключения Adblock!

Скачать