Осевое усилие в уплотнениях

Опорные подшипники воспринимают нагрузки, действующие в радиальном направлении (собственный вес ротора, центробежные силы неуравновешенной массы ротора, окружные усилия и др.), и определяют радиальные зазоры в уплотнениях и в проточной части. Упорные подшипники воспринимают нагрузки, действующие в осевом направлении (усилия от неуравновешенного давления пара на лопатки, нестационарные газодинамические возмущения в проточной части и др.), и определяют осевые зазоры в уплотнениях и проточной части. [c.22]

Консольные насосы типа К (рис. 3.15) выпускаются на подачи 6...330 м ч и напоры 14...98 м. Базовой деталью насоса является опорная стойка 1, к которой шпильками крепится корпус 2. На консольной части вала, который находится в шарикоподшипниках опорной стойки, крепится рабочее колесо 4 одностороннего входа. С торца корпус закрывается крышкой 3 с входным патрубком. В крышке запрессовано уплотняющее кольцо переднего уплотнения рабочего колеса. Осевое усилие в насосах мощностью свыше 10 КВт воспринимается шарикоподшипником со стороны приводного конца вала. В насосах мощностью свыше 10 кВт предусмотрена разгрузка от осевой силы с помощью разгрузочных отверстий в рабочем колесе. Смазка подшипников жидкая. Концевое уплотнение сальникового типа (на рисунке кольцо гидрозатвора не показано). [c.58]

Формулы для определения осевого усилия в различных типах уплотнений [c.356]

У рабочего колеса 5 насоса имеется заднее уплотнение с разгрузочными отверстиями для разгрузки ротора от осевых усилий. В моделях СТС, СТР и TU вместо этого уплотнения, предусмотрены разгрузочные импеллерные лопатки на заднем диске рабочего колеса. [c.66]

Центробежный нагнетатель газотурбинной установки ГТН-9-750 Ленинградского металлического завода имени ХХИ съезда КПСС отличается от приведенных выше типов нагнетателей. Газотурбинная установка ГТН-9-750 в настоящее время проходит всесторонние испытания. Нагнетатель имеет рабочее колесо с двухсторонним осевым подводом газа, что разгружает его от осевых усилий. Система уплотнения в месте выхода концов вала из корпуса нагнетателя — масляная. Привод от газовой турбины — безредукторный. [c.33]

Для разгрузки крыльчатки от осевого усилия в диске крыльчатки выполнены два отверстия, через которые вода заполняет полость в между крыльчаткой и корпусом насоса, создавая одинаковое давление с обеих сторон диска крыльчатки. Из этой же полости вода поступает на смазку сальникового уплотнения. Канал г выходит из нижней части нагнетательной полости на при-валочную поверхность нижнего фланца, который совпадает с каналом в блоке цилиндров. Канал служит для слива воды из корпуса насоса при сливе ее из дизеля. [c.83]

Третья составляющая осевого усилия в ступени действует на уступ ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений [c.136]

Четвертая составляющая осевого усилия в ступени — усилие на выступы уплотнений (рис. 4.16, б) — запишется в виде [c.136]

Крышки всасывания и нагнетания выполняются цельнолитыми, сварно-литыми или свар НЮ-коваными с приварными патрубками, опорными лапами, направляющими шпонками. К крышкам подсоединяются корпуса концевых уплотнений. В крышке нагнетания располагается узел гидравли.ческой разгрузки осевых усилий. [c.166]

При работе насоса на ротор действует осевое усилие, которое достигает нескольких десятков тонн. Для уравновешивания осевого усилия и снижения давления перед концевыми уплотнениями со стороны нагнетания предусматривается уравновешивающий диск (гидравлическая пята). Конструкция гидравлической пяты приведена в гл. 7. Гидравлическая разгрузка является наиболее ответственным узлом насоса, определяющим его надежность. Поэтому при эксплуатации необходимо большое внимание уделять ее правильной работе. [c.227]

Ротор насоса представляет собой самостоятельный узел. Рабочие колеса фиксируются в выступах вала и зажимаются в осевом направлении через втулки круглыми гайками. В местах уплотнений на валу располагаются защитные втулки из нержавеющей стали. Втулки сальников фиксируются шпонками от проворачивания. Ротор разгружен от осевых усилий применением рабочих колес двустороннего входа. [c.265]

Насос типа X (рис. 9.31) представляет собой горизонтальный, одноступенчатый, центробежный агрегат консольного типа. Конст рукция насоса аналогична насосам типа К. Отличительными особенностями являются наличие радиального закрытого импеллера на тыльной стороне рабочего колеса 2 применение двусторонних уплотнений 1, 3 для уравновешивания осевого усилия применение двойного торцевого уплотнения. В корпусе 4 установлен нормализованный комплект уплотнения 5, смонтированный на втулке вала 6 уплотнение закрывается крышкой 7 (в насосе могут быть использованы узлы других типов уплотнений) наличие специального отбойника 8 для предотвращения попадания жидкости в картер кронштейна. [c.280]

Насосы типа МВ (рис. 9.33) — центробежные, вертикальные, секционные, погружного типа. Базовой деталью насоса является составной цилиндр 6 с опорной плитой. К нижнему фланцу цилиндра крепится насос. Подво.п, 2 насоса выполнен в виде осевого конфузорного патрубка с направляющими лопатками, а отвод 1 — в виде колеса. Секции насоса 3 с направляющими аппаратами соединяются между собой стяжными болтами. Уплотнение стыков секций осуществляется металлическим контактом уплотнительных поясков. Ротор 4 насоса — трехопорный. Нижняя и средняя опоры выполнены в виде подшипников скольжения. В качестве верхней опоры предусмотрен сдвоенный радиально — упорный шарикоподшипник 7, который фиксирует положение ротора по отношению к статору и воспринимает остаточные осевые усилия и вес ротора. Подшипники смазываются перекачиваемой жидкостью, нижний и средний — за счет перетекания смазки. К верхнему подшипнику масло подводится от напорного патрубка. [c.285]

Для определения полных осевых усилий у турбин всех типов должны быть определены также сдвигающие усилия, создающиеся в лабиринтовых уплотнениях, втулках и в других местах. [c.338]

Для компенсации осевого усилия, возникающего вследствие разности давления перед и за лопатками, применяют разгрузочный поршень I, устанавливаемый со стороны подвода свежего пара. На внутреннюю сторону поршня давит свежий пар, а с внешней стороны давление на него равно давлению в выпускном патрубке, поскольку пространство между корпусом турбины и поршнем соединено с этим патрубком. Диаметр поршня выбирают так, чтобы разность давлений по обе стороны его уравновешивала осевое усилие. Между разгрузочным поршнем и корпусом турбины устанавливают лабиринтовое уплотнение. [c.347]

Схема активной турбины с тремя ступенями показана на рис. 1.4 здесь же дана схема изменения давления и скорости потока. Ротор турбины 5 состоит из трех дисков, откованных заодно с валом, и вращается в опорных подшипниках / осевое усилие воспринимается упорным подшипником 2. В месте выхода вала из корпуса установлены наружные уплотнения 3. Сопла первой ступени расположены в корпусе турбины 4, сопла второй и третьей ступеней— в диафрагмах 6. Во избежание протечек пара в месте прохода вала в диафрагмах установлены уплотнения (внутренние). Рабочее тело, частично расширившись в соплах первой ступени, попадает на ее рабочие лопатки и отдает им кинетическую энергию при этом давление остается постоянным по обе стороны диска, а скорость умень- [c.13]

Экспериментально установлено, что сопротивление трению в застывающем уплотнении увеличивается с ростом числа рабочих циклов перемещения штока. Вызываемая этим нестабильность осевых усилий на штоке, передаваемых запорному органу, приводит к нарушению основных функций арматуры. Например, в случае запорного клапана увеличение трения в уплотнении штока может привести к недостаточному усилию уплотнения затвора и его негерметичности. Уменьшение же трения [c.11]

Заглушка для уплотнения по наружному диаметру трубы показана на рис. 3.18. На стойке 1 закреплено гнездо 8 для сменной обоймы 3, которая вместе с уплотнительным кольцом 7 и нажимной втулкой 5 образует грундбуксу. Втулка с помощью пружинного кольца 4 крепится в нажимной планке 6 с силовым приводом (например, масляно-гидравлическим). Для уплотнения обоймы в гнезде предусмотрены уплотнительные кольца 2. Переналадка с одного типоразмера на другой проводится заменой колец и втулок, обоймы. Преимущество заглушки этой конструкции заключается в простоте наладки и эксплуатации недостатком является непосредственная передача на стойку I (и несущие конструкции стенда) продольных осевых усилий, обусловленных испытательным давлением, подводимым внутрь трубы, в связи с чем необходимо выполнять их массивными и с большим запасом прочности. [c.101]

При дальнейшей, подаче в корпус гидроцилиндра масло, двигаясь вправо, сжимает уплотнительное кольцо между втулкой и торцом цанги и уплотняет трубу. Цилиндр 1 начинает двигаться по скалкам 13 вправо, сжимая пружины 14. При этом кольцо 11 упирается в трубу и пружины несколько сжимаются. Зажим цанги и движение цилиндра происходят одновременно, что обусловливает фиксацию трубы, ее зажим и уплотнение. Преимущество таких заглушек заключается в обеспечении высокой надежности уплотнения при восприятии осевых усилий от испытательного давления непосредственно трубой. Недостатками являются сравнительная сложность конструкции и необходимость изготовления деталей 5—7 из коррозионно-стойкого и высокопрочного материала. В связи с этим заглушки такой конструкции целесообразно применять на стендах при гидроиспытаниях труб для изготовления теплообменной аппаратуры. [c.102]

Рассмотренный метод разгрузки от осевых сил в целях обеспечения запуска электродвигателя ГЦН при полном давлении в основном контуре циркуляции, а также для облегчения работы осевого подшипника скольжения на номинальной нагрузке используется и в насосе с уплотнением вала реактора ВВЭР-440. Электромагнитное устройство, установленное в верхней части корпуса радиально-осевого подшипника, создает на вале насоса направленное вниз осевое усилие до 200 кН. [c.120]

Разгрузка осевых усилий с помощью разгрузочного лабиринта и разгрузочных отверстий. В консольных ГЦН разгрузка от осевых сил гидравлического происхождения очень часто осуществляется с помощью лабиринта на ведущем диске и разгрузочных отверстий. Суть идеи состоит в том, что полость от ступицы колеса до лабиринтного уплотнения соединяется разгрузочными отверстиями в колесе или корпусе ГЦН со всасыванием. Обычно разгрузочные отверстия выполняются такими, чтобы их сопротивление было мало. Если условно принять положение лабиринта на ведущем и ведомом дисках колеса на одном радиусе, а боковые пазухи симметричными, то силы, действующие на покрывной и ведущий диски колеса, будут практически равны. Обычно площадь разгрузочных отверстий в 4—5 раз больше площади проходного сечения лабиринта. Если поле давления в пазухе насоса [c.209]

Такое устройство (рис. 7.16) в данном случае представляет собой часть вала ГЦН, вращающегося в собственных подшипниках, которая вместе с натурным блоком уплотнения смонтирована в прочном корпусе 4. Осевое усилие воспринимается упорным дис- [c.237]

К недостаткам следует отнести большую консоль рабочего колеса (около 1,6 м) и вызванное этим увеличение диаметра вала (325 мм в области уплотнения). Увеличение уплотняемого диаметра, в свою очередь, требует разработки нового уплотнения вала, и, как следствие, растет осевое усилие, воспринимаемое осевым подшипником (500 кН при давлении в корпусе 7,2 МПа у стоящего насоса и 200 кН — у работающего). Очевидно, при данной компоновочной схеме целесообразно изготавливать агрегат на одном предприятии. [c.273]

Опорные катки тракторов, Сталинец-80 показаны на фиг. 69. Осевые усилия передаются упорным буртом оси I. По сравнению с конструкцией катка, Сталинец-65 (фиг. 70) упорные торцы здесь лучше предохранены от попадания грязи и других абразивов зазоры в осевом направлении меньше и не зависят от ширины тележки устранён износ фиксирующих штифтов. Уплотнением катка, Сталинец-80 служит торцевой кожано-металлический ком- [c.359]

Другое кольцо соединяется упругой кольцевой диафрагмой с корпусом уплотнения, который запрессовывается в расточку неподвижного корпуса подшипника. Четыре или более пружины создают осевое усилие, обеспечивающее контактное давление. [c.43]

Значительное снижение утечек в сальниковых уплотнениях, особенно при низких давлениях, можно получить уменьшением радиальной толщины колец и применением спиральных кольцевых и осевых витых цилиндрических пружин для создания уплотняющих усилий в радиальном и осевом направлениях соответственно. [c.80]

Для создания нагрузки на узел трения хорошо зарекомендовала себя гидравлическая система нагружения, состоящая из двух плунжерных пар. На одну из них опирается узел трения в качестве второй используется образцовый поршневой манометр. Давление в системе, которое создается грузами, помещаемыми на тарелку манометра, определяет собой контактные напряжения в зоне трения. Тщательно притертые плунжеры обеспечивают работоспособность системы при давлениях до 30 атм, что соответствует осевому усилию в 500 кг и выше. С другой стороны, отсутствие специальных уплотнений делает систему достаточно подвижной и сводит к минимуму потери на трение в ней. Дальнейшее снижение потерь на трение в системе агружения достигается выполнением ее в виде рычага с опорой на четырехшариковый шарнир [9]. [c.155]

Вторая составляющая осевого усилия в ступени передается на ротор от кольцевой части полотна диска, расположенной между корневым диаметром (1 = с1 - 2 и диаметром ротора под диафрагмен-ным уплотнением с 2 (рис. 4.16) [c.135]

В процессе эксплуатации осевые усилия в турбине могут изменяться в результате изменения степени реактивности отдельных ступеней или же их групп, а также протечек пара в диафрагменных и надбандажных уплотнениях и т.д. Изменение степени реактивности ступеней часто является следствием таких причин, как неодинаковая степень заноса солями рабочих и сопловых лопаток (различная относительная толщина отложений в горловых сечениях этих лопаток), повреждение выходных кромок лопаток. Если площади горловых проходных сечений рабочих лопаток уменьшаются в большей степени, чем площади соответствующих сечений сопловых, то степень реактивности возрастает. [c.137]

При осевом усилии в болте, равном 30 тс, суммарная величина уплотнения одного заэора на основания замеров может быть принята равной тдаО.ООб сл. Так как уплотнение зазора зависит от величины развиваемого болтом сжимающего усилия, то пе- ремеад ние гайюи по оси болта для уничтожения зазора под од-ной шайбой [c.85]

В традиционной схеме высокотемпературного ГТД на охлаждение средней части и выходной кромки соплового аппарата используется воздух пониженного давления из промежуточной ступени компрессора или просочившийся через лабиринтные уплотнения ротора. Рабочее колесо охлаждается при этом воздухом с температурой, сниженной на несколько десятков градусов в аппарате предварительной закрутки. При этом между турбиной и компрессором создается полость для разфузки осевого усилия на опоры ротора (думисная система), где срабатывается до 1% сжатого в двигателе воздуха. Сброс дорогого воздуха обусловлен необходимостью понижения давления рабочего тела в этом пространстве. Снижение давления осуществляется стравливанием в [c.382]

На рис. 7.26 изображен одноступенчатый насос двустороннего входа. Двустороннее рабочее колесо 1 в силу симметрии разгружено от осевого усилия. Подвод насоса по-луспирального типа, отвод спиральный. Разъем корпуса насоса продольный (горизонтальный), причем нагнетательный и всасывающий трубопроводы подключены к нижней части корпуса 3. Это обеспечивает возможность вскрытия, осмотра, ремонта, замены отдельных деталей и всего ротора без демонтажа трубопроводов и отсоединения электродвигателя. Уплотняющий зазор рабочего колеса выполнен между сменными уплотняющими кольцами, закрепленными в корпусе насоса и на рабочем колесе. Уплотнение лабиринтное двухщелевое. Вал насоса защищен от износа сменными втулками, закрепленными на валу резьбовым соединением. Эти же втулки крепят рабочее колесо в осевом направлении. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора 2. Жидкость подводится к ним под давлением из отвода насоса по трубкам. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения 4. Смазка подшипников кольцевая. В нижней части корпусов подшипников имеются камеры, через которые протака ет охлаждающая вода. Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе правого и левоге уплотнений рабочего колеса, в левом подшипнике имеются радиально-упорные шарикоподшипники 5. Наружные кольца этих подшипников необходимо устанавливать с большими радиальными зазорами. В противном случае малые зазоры подшипников качения обеепечили бы кон- [c.185]

Винтовый компрессор (рис. 8.7) состоит из двух винтообразных роторов ведущего и ведомого 3, помещенных в специальную расточку корпуса 1. Роторы установлены в опорных подшипниках 5 и 6 и имеют упорные подшипники 4, воспринимающие осевые усилия. Рабочие полости, образованные роторами, корпусом и крышкой, имеют уплотнения 9 на валах роторов. Охлаждение [c.301]

Неисправности в работе подшипников. Выражаются прежде всего повышенным нагревом подшипников, выбиванием из них масла, увеличением осевого давления. Наиболее вероятные причины недоброкачественное масло, недостаточное его поступление или высокая температура, дефекты в подшипниках, нарушение центровки валов, переполнение корпуса подшипника маслом, чрезмерный зазор в уплотнениях, повышенное осевое усилие. Последнее обстоятельство, в свою очередь, вызывается увеличенными зазорами в уплотнениях -диафрагм и думмиса, заносом проточной части солями, сминанием кромок лопаток (например, вылетевшей лопаткой). [c.336]

Сильфопы широко применяют как уплотнение шпинделя в трубопроводной арматуре, вместо ненадежного в работе сальникового устройства. На фиг. 36 показан вентиль с сильфонным уплотнением шпинделя и с сильфонным пневмоприводом. Для закрывания вентиля в полость верхнего сильфона подают давление воздуха. Это давление, действуя на сильфон, создает осевое усилие, необходимое для преодоления действия рабочей среды, и перемещает шток с золотником впив золотник садится на седло вентиля и перекрывает поток рабочей среды в трубопроводе. Открывание вентиля п жисходит, когда в полости пневмопривода сбрасывают давление. [c.24]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении. Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия АР, а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям (см. рис. 3.2). В сопряжениях А к В кв точке С имеются неизвестные разрывы AQ , А и АР. Осевое усилие АР создает в точке С неизвестный внешний изгибающий момент ДЛ1 =ЛРбк> вызванный переносом осевого усилия с радиуса / ш на радиусЛд. При выводе формулы (3.2) было показано, что для определения неизвестных разрывов А , Ад , AAf должны рассматриваться зависящие от них величины Af и Здесь И к - радиальное перемещение нажимного кольца в точке А от распорного усилия AQ , момента АМ , вызванного дополнительным усилием АР в шпильках, и внешней нагрузки . Л/ — изгибающий момент, возникающий после указанного выше переноса усилия АР и равный [c.138]

Кольцо 6, ограничивающее утечки затворной жидкости в сторону камеры а свободного слива, является наружным, а кольцо 2, ограничивающее утечки жидкости в уплотняемую камеру в — внутренним. Кольца 2 и 6 имеют свободу радиальных перемещений (самоцентри-руются), но зафиксированы от проворота штифтами 5 условия работы наружного кольца 6 и внутреннего кольца 2 различны. Так, силы, действующие на наружное кольцо 6 и прижимающие его к торцовой поверхности корпуса 1, больше сил, действующих на внутреннее кольцо 2, так как давление в камере Ь больше давления в камере а. Поэтому для наружного кольца необходимо обеспечить уменьшение осевого усилия и его подвижность в радиальном направлении. В зависимости от перепада давления число наружных колец в уплотнении может быть больше одного. Предварительный контакт колец 6 и 2 с корпусом 1 достигается с помощью пружин 4. Конструкции уплотнений этого типа просты, надежны в работе, а возможность получения малых радиальных зазоров между плавающими кольцами и валом, связанная со способностью колец к самоцентрированию, позволяет получить небольшие утечки запирающей жидкости. Таким образом, чтобы надежно предотвратить утечку рабочей среды в атмосферу, давление запирающей жидкости должно превышать давление рабочей среды в камере а свободного слива. Поскольку плавающие кольца не вращаются, выделение теплоты в данных уплотнениях меньше, чем в торцовых. [c.225]

Осевые защитные уплотнения. Осевые уплотнения создают усилие в осевом направлении для поддержания уплотняющего контакта между двумя плоскими поверхностями, имеющими относительно друг друга вращательное движение. Почти все осевые уплотнения способны в какой-то мере играть роль защитных устройств. Здесь рассматриваются лишь те из них, для котозащитных функций служит основным назна- [c.42]

Многопружинные устройства (фиг. 5) имеют меньшую длину. Одни и те же пружины могут быть использованы в соответствующих комбинациях в уплотнениях различных размеров. Величину уплотняющего усилия легко регулировать изменением количества пружин. Регулирование величины уплотняющего усилия возможно и в однопружинных устройствах, но это требует больших перемещений в осевом направлении при сравнительно небольших изменениях усилий. Многопружинные конструкции в большей степени противостоят раскручиванию от центробежных сил, чем одна пружина, так как сила приложена иначе и, кроме того, пружины заложены в обоймы. [c.88]

Подбор уплотнения. При подборе торцового уплотнения следует тщательно анализировать взаимное влияние на общую эффективность узла отдельных элементов его конструкции, обеспечивающих передачу крутящего момента (способа фиксации от проворачивания), создание осевого усилия и гибкость устройства. Чрезмерное увлечение обеспечением одной из характеристик может отрицательно сказаться на эффективности уплотнительного устройства. Уплотнение должно подбираться в соответствии с его конкретными условиями работы. Рабочая температура и химические факторы играют исключительно важную роль при выборе наиболее рационального уплотнения. Предельной температурой для стандартных синтетических уплотнений явлйется 105" С, хотя разработаны некоторые конструкции на рабочие температуры до 315° С. Тефлон, будучи химически почти инертен, успешно применяется в диапазоне рабочих температур от —185° до 290°С. Большинство изготовителей уплотнений берут за верхний температурный предел применения тефлона 260° С, что объясняется снижением его предела прочности при растяжении выше этой температуры. [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...