У уплотнения утечки —

Потери от утечек. Лабиринтовые уплотнения. Потери от утечек связаны с протечками пара через зазоры в ступенях. Так как этот пар не совершает полезной работы в ступени, то его энергия является потерянной. Потоки утечек пара в ступени турбины показаны на рис. 28. Основными являются утечки пара между диафрагмой и валом ДОд.у (диафрагменная утечка) между диафрагмой и диском у корневого диаметра лопаток АОк.у (корне- [c.54]

Утечки жидкости через неплотности в объемной гидромашине учитываются объемным к. п. д. величина которого зависит от качества применяемых уплотнений. Механическое трение учитывается механическим к. п. д. у)и, величина которого зависит от потерь на трение в уплотнениях, подшипниках и др. [c.321]

Проходные сечения разгрузочных отверстий в дисках подбирают таким образом, чтобы вся утечка пара через диафрагменные уплотнения проходила через эти отверстия. Кроме того, во избежание утечки или подсоса рабочего тела у корня активных лопаток их уплотняют на внутреннем диаметре (см. рис. 4.1). [c.140]

Если реактивность у корня лопаток небольшая, то при общепринятых значениях осевого зазора у корня 63.0 и диаметра разгрузочных отверстий о можно пренебречь утечкой или подсосом рабочего тела G,,. к- Другими словами, при определении перепада статического давления на диске в большинстве случаев можно принимать, что вся утечка через уплотнение диафрагмы Gy. д проходит через разгрузочные отверстия в диске. [c.177]

Наряду с достоинствами эти системы имеют и свои недостатки невозможность точно координировать движения исполнительных органов вследствие утечек рабочих тел через уплотнения, изменения вязкости рабочих тел при колебании температур, наличия потерь на трение по длине трубопроводов и местных потерь высокая точность изготовления отдельных сопряженных деталей систем и хорошее уплотнение в местах стыков соединяемых деталей наличие неравномерного движения исполнительных органов при переменной внешней нагрузке у пневматических систем вследствие сжимаемости воздуха уменьшение к. п. д. из-за утечек рабочего тела изменение температуры воздуха при его расширении и сжатии, что может привести к выделению влаги (и даже к образованию льда) или к вспышке смазки. Кроме того, рабочие жидкости гидравлических систем производственно-технологических машин могут оказывать вредное влияние на качество изготовляемой продукции вследствие случайного попадания их на изготовляемые изделия. Указанные недостатки гидравлических и пневматических систем могут быть значительно уменьшены, если при их проектировании и конструировании будут приняты соответствующие меры. Более совершенными являются комбинированные пневмогидравлические системы механизации и автоматизации. [c.26]

Главными факторами, определяющими к о н с т р у к ц и ю уплотнений для заданной рабочей среды в зависимости от условий работы, являются 1) скорость и направление относительного перемещения уплотняемых деталей 2) природа и температура уплотняемой среды 3) давление уплотняемой среды 4) допустимые утечки (относительная герметичность) 5) трение и износ уплотнения. Кроме этих факторов, существует ещё ряд дополнительных соображений, учитывающих условия изготовления, монтажа, ремонта и т. н. Ниже приводится обзор применимости наиболее распространённых на практике видов уплотнений по различным признакам. [c.818]

В уплотнениях 3-й группы утечка при правильной эксплоатации незначительна, так как у них обеспечивается постоянство наименьшего зазора между деталями. Вследствие неопределённой величины щели и её крайне малых размеров расчёт утечки в данном случае не производится. [c.821]

У турбин Каплана и пропеллерных реакция от поворота потока воспринимается крышкой. При работе турбины пространства и (фиг. 67) полностью заполнены водой, поступающей из зазора между направляющим аппаратом и рабочим колесом через уплотнения при Tj и Га- Эта вода составляет утечку, которая протекает во всасывающую трубу двумя потоками — один через уплотнения радиуса г,- и разгрузочные окна приг . а другой— через уплотнения радиуса Гд и щель при г . Кроме того, щелевая вода в пространствах В и В2 имеет вращение около оси турбины с [c.298]

Схема накатывания колес в горячем состоянии зубчатым и гладким валками представлена на рис. 182. Заготовка 3, установленная на оправку, принудительно вращается между зубчатым 4 и гладким 1 валками, которые также получают принудительное вращение. Гладкий валок устраняет утечку металла с периферии зубьев, способствуя их уплотнению и калибровке. Боковые ролики 2, свободно вращающиеся при вращении заготовки, препятствуют осевому выдавливанию металла у торца. Индуктор 5 обеспечивает нагрев заготовки токами высокой частоты до необходимой температуры и поддержание этой температуры в процессе накатывания. [c.320]

Осевые механические уплотнения заменяют обычные сальники с мягкой набивкой там, где в условиях значительных перепадов давлений следует полностью устранить утечки рабочей среды. У этих уплотнений ряд преимуществ небольшие потери мощности на трение, исключен износ вала или втулок на валу, полная герметичность или строго ограниченные утечки в течение длительного срока службы, сравнительно невысокая чувствительность к прогибу и биениям вала, отсутствие необходимости в периодическом обслуживании. [c.81]

Имеющиеся данные по влиянию СД на к. п. д. котлоагрегатов носят противоречивый характер. В экспериментальных исследованиях ОРГРЭС, ЛПИ и других организаций, выполненных как на прямоточных, так и на барабанных котлах различного типа, к. п. д. котлов при СД оказывался выше, чем на сходственных режимах при ПД, вследствие понижения температуры уходящих из котлов газов. В то же время данные других исследований, выполненных как у нас в стране, так и за рубежом [23, 26, 27], показывают, что к. п. д. котлов в широком диапазоне режимов практически не зависит от давления. По-видимому, это различие определяется прежде всего конструктивными особенностями разных котлов. Для всех сравниваемых вариантов турбин конструкция переднего уплотнения предполагалась неизменной, что приводило при дроссельном парораспределении к увеличению утечки через переднее уплотнение ввиду повышения давления за соплами первой ступени. [c.146]

Влияние степени реакции на к. п. д. не всегда точно известно. Ее уменьшение нежелательно, если приводит к нулевой или даже к отрицательной реакции у корня лопаток. При этом возможно значительное снижение к. п. д., особенно если велики зазоры в уплотнениях по бандажу и корню лопаток. Возрастание реакции увеличит утечки через зазоры, что может снизить эффективный к. п. д. Одновременно растет осевое давление, причем изменение перепада давлений на диафрагму приблизительно равно [c.198]

Длина уплотнений ц. в. д. гораздо меньше, чем у турбины СВК-150-1, что дает, по-видимому, увеличение утечек пара. [c.279]

Аналогично определяется гидравлическое сопротивление системы уравновешивания осевого давления К Адг, сопротивление уплотнения ступицы колеса К Адз и сопротивление утечки жидкости через байпасы К Ад4 В общем случае гидравлическое сопротивление у - й ветви утечки [c.34]

Определим утечку пара через уплотнение у корня лопаток с двумя зубьями. По экспериментальным данным Н. М. Маркова, при реакции в 2% утечки нет и = О, поэтому для решения задачи при определении утечки примем реактивность в камере между соплами и рабочими лопатками с давлением, соответствующим не 6,6%, а 4,6% и соответственно с этим [c.71]

Отсутствие или минимальные утечки за все время эксплуатации (рис. 81, а) приблизительно у 50% уплотнений. Эти минимальные утечки часто принимают в качестве нормы для приемных испытаний. Для уплотнений валов диаметром до 100 мм, работающих в масляных средах, такой нормой является 0,01—0,02 г ч на 1 см периметра кольца. [c.159]

Е. П. Поповым [86]. Исследование устойчивости привода производим при его свободном движении, когда внешние воздействия сняты, т. е. 5 = О и л = 0. Имея в виду высокий (четвертый) порядок полученной системы уравнений, произведем некоторые упрощения, не затрагивающие качественной стороны характеристики привода, а именно примем, что поршень цилиндра достаточно надежно уплотнен и утечки между полостями цилиндра отсутствуют, т. е. С = О, маслопроводы между копировальным прибором и силовым двигателем имеют достаточное проходное сечение, так что потерями на вязкое трение в них масла можно пренебречь, т. е. Bi = О, упругость маслопроводов незначительна по сравнению с таковой в полостях цилиндра или расположена у полостей цилиндра, т. е. В]2 = О, и связь между силовым цилиндром и рабочим органом имеет высокую жесткость, т. е. [c.135]

Анализ неисправностей, возникающих у авиационных насосов, показал, что в большинстве случаев насосы выходили из строя из-за нарушения герметичности уплотнений и появления недопустимых утечек рабочей жидкости. В ряде случаев выходили из строя уплотнения приводного валика. У авиационных насосов эти уплотнения выполняются из резины В-14. [c.121]

Относительный массовый расход топлива зависит от схемы и параметров ГТД. При простых схемах без промежуточного охлаждения (ПО) компрессоров и промежуточного подогрева (ПП) в турбине и при сжигании топлива с высокой теплотой сгорания — около 40 000 кДж/кг (природный газ, жидкое топливо) массовый расход топлива составляет около 1% расхода рабочего газа, а при сложных схемах — до 2%. Утечки воздуха составляют при простых схемах около 0,5% общего расхода, а при сложных— до 1—2% из-за увеличения давления, числа корпусов и концевых уплотнений. Почти у всех современных ГТД 1—2% воздуха используется для охлаждения одной или нескольких ступеней турбины, работающих при высоких температурах. Этот воздух затем соединяется с основным потоком рабочего газа в турбине и совершает в ней полезную работу. Однако из-за более низкой его температуры и некоторого возмущения основного потока в местах смешения с воздухом мощность турбины несколько уменьшается. Влияние всех выше отмеченных факторов примерно взаимно компенсируется. [c.112]

Поскольку конструкция двигателя Стирлинга не испытывает резких циклических ударных нагрузок, можно предполагать, что расходы на текущий ремонт и техническое обслуживание таких двигателей будут существенно снижены. Однако для работы с удельными мощностями, как у дизельного двигателя и газовой турбины, двигатель Стирлинга должен иметь среднее давление цикла 10—20 МПа. При таких давлениях требуется весьма совершенная система уплотнений для предотвращения утечки рабочего тела в картер (проблема, особенно сложная при использовании гелия или водорода), а также попадания смазочного масла в рабочие полости, где оно будет загрязнять теплообменники, вызывая возрастающие потери давления и снижение выходной мощности. [c.19]

Гидравлические демпферы нашли широкое применение в практике вертолетостроения. В зависимости от конструкции они могут иметь линейную (рис. 2.4.21, а) или ступенчатую (рис. 2.4.21, в) характеристику, У гидравлических демпферов есть серьезные недостатки, в частности, большая чувствительность к температуре. В конструкции гидравлического демпфера должны присутствовать элементы, обеспечиваюш ие стабильность характеристики при изменении температуры.. Постоянство объемов жидкости в полостях демпфера поддерживается за чет компенсационного бачка. При увеличении объема жидкости от нагревания через предельные клапаны излишек жидкости поступает из полости демпфера в бачок. Из этого же бачка осуществляется компенсация утечек жидкости через уплотнения демпфера. Как правило, на все демпферы ВШ устанавливается один компенсационный бачок. Он располагается в центральной части втулки на оси враш ения НВ. На некоторых вертолетах каждый демпфер имеет индивидуальный компенсационный бачок. Для контроля объема жидкости в бачке устанавливается мерное стекло. [c.100]

Двойные торцовые уплотаеяия типа Тда1, ТД, ТДФ, ТДП, ТДПФ. У уплотнений этого типа контроль герметичности проводится по величине утечки смазочной жидкости через пары трения (см. рис. 56). Перед испытанием полость, образованную втулкой 1 и верхней парой трения, следует заполнить смазочной жидкостью до уровня штуцера 2 отвода утечек. Утечка через нижнюю пару трения контролируется по натеканию жидкости в уловитель 3. Нормы утечек приведены в табл. 12. [c.91]

Внутренний КПД rio учитывает все потери за исключением незначительных утечек через концевые уплотнения машины. Наибольшее практическое значение т)о, имеет для турбокомпрессоров, у которых корпус не охлаждается и потери тепла Рвнеш через стенки корпуса не превышают 1—3% /к/. [c.224]

Существенный практический интерес представляет определение вли(1-ния на ресурс работы сальника осевого давления на набивку от затяж <и болтов. На рис. 44 представлена такая зависимость, полученная в опытах с набивкой АГ-50 на штоке диаметром 48 мм. Опыты проводились на паре давлением 110 кгс/см при температуре 400 С. Усилие затяжки в каждом из опытов соответствовало давлению на набивку 150, 230 и 340 кгс/см . В результате было установлено весьма существенное влияние усилия затяжки на качество уплотнения. Увеличение осевого давления на набив у со 150 до 340 кгс/см позволило увеличить ресурс работы уплотнения со 120 до 670 м и снизить уровень утечки через сальник в 3 раза. Следует подчеркнуть, что столь высокое различие в результатах достигнуто на хорошо обработанном штоке. По всей вероятности, снижение чистоты поверхности должно существенно сказаться и на характере изменения ресурса от усилия затяжки сальника. [c.80]

Оснювными частями пневматического привода являются цилиндр и движущийся в нем поршень. Для устранения утечки воздуха между цилиндром и поршнем последний снабжается уплотнительными манжетами (рис. 109) или поршневыми кольцами. Поршневые кольца обладают несколько меньшей герметичностью, чем манжеты, но допускают длительную работу с меньшим износом при высоких скоростях и высоких температурах. Поэтому поршневые кольца в пневматическом приводе применяются только в тех случаях, когда скорости движения значительно превышают 1 м/сек или когда механизмы работают с большой частотой включений, а также в случае, если температура стенки цилиндра и поршня превышает 70—80°. Во всех остальных случаях хорошее уплотнение поршня достигается при применении манжет (ГОСТ 6678-53). Материалом для манжет является маслостойкая резина, допускающая работу их при температурах от +80 до —35°. Применение манжет из кожи не может быть рекомендовано для пневматических приводов, поскольку стойкость и долговечность кожаных манжет значительно ниже, чем у манжет из маслостойкой резины. [c.141]

В цилиндре в) подогрева всасываемого газа от соприкосновения с нагретым цилиндром и с клапанами и от смешения с газом, расширившимся из мёртвого пространства г) теплообмена между газом и стенками цилиндра, поршнем и крышкой при сжатии, нагнетании и обратном расширении д) колебания давления газа в трубопроводах у патрубков компрессора е) утечек и перетеканий газа сквозь закрытые клапаны, уплотнения и зазоры. [c.480]

Следует отметить, что при изменении основных критериев подобия линейный характер Ат1ог(Уо) нарушается. Столь значительное влияние чисел М и р объясняется не только зависимостями коэффициентов потерь в решетках от этих параметров, но и изменением составляющих потерь, обусловленных взаимодействием решеток в ступени (периодическая нестационарность и высокая турбулентность). В основном в этом и проявляется расхождение между расчетами ступени, выполненными по газодинамическим характеристикам изолированных решеток, и результатами испытаний турбинных ступеней. Определенное значение имеет также влияние перекрыши на влажном паре, до сих пор не изученное, а также возрастание утечек через надбандажные и диафрагменные уплотнения (см. гл. 7). Необходимо также учитывать особенности струк- [c.158]

Во избежание большого осевого давления и (больших утечек шара ежду бандажами ра бочих лопаток и корпусам И. между ободами рабочих диоков и телом диафрагм устанавливают лабиринтовые уплотнения, а в дисках части высокого давления делают разгрузочные отверстия для разгрузки от осевого давления. В дисках последних ступеней, работаюш,их в области низких давлений пара, разгрузочные отверстия обычно не делают, так кяк три наличии их и бюльшой степени реакции ib каналах рабочих лопаток последних ступеней получится большая потеря от утечки пара через разгрузочные отверстия. Отсутствие же разгрузочных отверстий в последних ступенях турбины 1не вызывает значительного увеличения осевого давления у ротора турбины, потому что последние ступени работают при малых перепадах давления пара, [c.41]

Иначе получается у турбин с противодавлением, у которых давление пара у переднего и заднего уплотнений всегда выше атмосферного, поэтому через оба концевых уплотнения турбины всегда будет протекать в атмосферу некоторое количество пара, и особенно много тогда, когда отсутствует отсос его в теплообменник для полезного использования. Утечка пара через 1КОнцевые уплотнения будет тем значительнее, чем больше радиальные зазо ры в этих уплотнениях. Для уменьшения протечки пара через концевые уплотнения зазоры между корпусом н валом турбины должны быть жак можно меньше (в допустимых пределах). [c.47]

Во время установки зазоров в концевых уплотнениях следует убедиться в том, что пар, подведенный к уплотнению, не будет протекать помимо лабиринтов. Утечки в конденсатор могут быть через неплотности во фланцах паронерепускной трубы между уплотнениями или в атмосферу — через неилотиости в уплотнении. Проток пара особенно недопустим у конденсационных турбин со стороны низкого да вления (вакуума), так как он может привести к ухудшению вакуума в конденсаторе и к значительному иовышеншю температуры отработавшего пара в выхлопной части корпуса турбины. Эти. протечки могут быть и по стыку обоймы уплотнения, по расточке между корпусом турбины и обоймой, от неплотного прилегания уплотнительных колец к корпусу обоймы и По стыкам сегментов уплотнений. [c.206]

Для исключения ирисосов наружного воздуха и утечек воздуха из воздухоподогревателя по наружному ободу ротора и у ступицы, в этих местах устанавливают уплотнительные устройства — периферийное, центральное уплотнение вала. [c.60]

На рис. 8-5,а стрелками показаны направления утечки воздуха через уплотнительные устройства, а цифры у этих стрелок характеризуют примерную разность давлений, кгс/м , на пути воздуха через каждый вид устройств. Из схемы видно, что утечка воздуха через периферийные уплотнения и его движение в пространстве между ротором и корпусом в газовый поток обусловлены примерно таким же г ерепадом. давления, как движение воздуха в газы в радиальных уплотнительных -устройствах. Сквозь периферийные кольцевые уплотнения протекающий через них воздух должен проходить 2 раза, но эти уплотнения имеют значительно большую длину. Поэтому значение периферийного уплот-202 [c.202]

Рассмотрим отдельно изолированную ступень давления (см. фиг. 27). Давление перед соплами ступени р , за рабочими каналами ра, в зазоре между соплами и рабочими каналами р , в камере между диафрагмой и рабочим диском рд. Для разгрузки давления в диске имеются разгрузочные отверстия. Давления в ступени р , р и рз являются известными из теплового расчета. Количество протекае-мого пара через уплотнения по валу также известно из расчета. Задачей является определение давления р и давления р2, полученного в зазоре между Соплами и лопатками в результате утечек пара через уплотнительные зазоры в проточной ее части. Обозначим количество пара, протекающего через уплотнения по валу, через Оупл, расход пара через кольцевую щель у корня лопаток Gx и расход через разгрузочные отверстия Сб. Для равновесного баланса необходимо, чтобы [c.244]

Для определения среднего давления перед рабочим венцом р г и перед диском Pi произведен расчет утечек и подсосов для корневого и периферийного сечений по соответствующим потерям через уплотнения по бандажу и у корня лопаток (фиг. 132,а—ж). Отрицательную разницу давлений (43,75—44,1 =—0,35 кг1смР) разобьем на четыре равные части. [c.291]

Сопоставление опытных и расчетных данных, полученных для ступеней с разными высотами лопаток, приведено на рис. 12-24, а. Из сопоставления кривых следует, что в ступенях с малыми высотами лопаток (ступени / и 2) расхождение между опытом и расчетом несколько больше, чем в ступени 3. По-видимому, это можно объяснить увеличением в ступенях с малыми высотами лопаток относительных потерь на утечку пара в надбандажном уплотнении и потерей энергии, связанной со вторичными течениями, которые не учитываются расчетными зависимостями. Здесь же даны расчетные зависимости Дт1ог = /(уо), определенные по параметрам на среднем радиусе (кривая 4) и по сечениям по высоте лопатки (кривая 4 ). Из рис. 12-24, а видно, что расчет снижения к. п. д. от влажности в ступенях с длинными лопатками по параметрам потока на среднем радиусе дает существенное отклонение от экспериментальных результатов. Значительно лучшее совпадение опытных и расчетных значений к. п. д. получается в том случае, когда учитывается реальное распределение параметров по высоте лопатки. [c.350]

На рис. 12-24,6 приведено сопоставление опытных данных Ар =/( /о), полученных на ступенях с разными высотами лопаток, с результатами расчетов по формулам (12-26) и (12-27). Экспериментально полученное повышение степени реактивности ступени при работе па влажном паре хорошо совпадает с результатом расчетов по формуле (12-26). В зоне больших значений начальной влажности пара (уо>6%) расчет дает большее изменение Др, чем получено в эксперименте. Это, ио-видимому, объясняется тем, что при выводе формулы (12-26) не учитывалось изменение утечек пара через надбандажные уплотнения, вызванное ростом реакции при работе па влажном паре. [c.355]

Объемные потери вызваны тем, что не вся вода, подводимая к гидромашине, проходит через рабочее колесо. Часть воды протекает мимо колеса у центробежных насосов и радиальноосевых турбин — через уплотнения у ободов, у осевых насосов и поворотнолопастных турбин — через торцовые зазоры у камеры и втулки рабочего колеса. Эти утечки AQ приводят к уменьшению полезного расхода машины Q. Величина объемного к. п. д. определяется из соотношения [c.10]

В целом система диафрагменного уплотнения сложная и дорогая. Полиуретан весьма чувствителен к загрязнениям, температуре, водяным парам, которые могут содержаться в консистентной смазке, и погрешностям монтажа. Нагнетательное кольцо не слишком успешно выполняет свою функцию статического уплотнения, так что после нескольких часов работы обычно начинается утечка масла у кромки кольца. Масло просачивается сквозь микроскопические дефекты контактируюших поверхностей в зоне контакта длиной 0,2 мм между кольцом и штоком. Несмотря на то что для двигателей с крибошипным приводом диафрагменное уплотнение является единственным, реально существующим герметичным уплотнением, оно после почти 20 лет доработок все еще не удовлетворяет требованиям стабильной долговечности, простоты монтажа и замены. Поэтому большие усилия сосредоточены на разработке скользящих уплотнений (уплотнений сальникового типа). [c.160]

Редуктор, показанный на листе 87, имеет некоторые отличительные особенности. Обычно корпус редукторе типа ВКУ состоит из трех частей. В данной конструкции нижняя часть объединена с боковой и представляет собой корпус, крышка на болтах прикрепляется к фланцам корпуса, нижнее положение фиксируется коническими штифтами. Конструкция редуктора позволяет прби зводить осмотр зубчатых передач при снятой крышке при этом валы удерживаются в гнездах врезных крышек, которые зафиксированы на корпусе замком. На листе 87 (см. разрез В-В) показано стопорное устройство, состоящее из планки, у которой один конец загнут и утоплен в канавку корпуса, а торой конец закреплен болтом,.установленным во врезной крышке. На этом же разрезе показано резиновое плоское уплотнение, установленное в канавке тор-цевой фышки, устраняющее утечку масла из внутренней полости редуктора. [c.215]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...