Давление в упорных подшипниках

Рис. 76. Зависимость коэффициента трения от удельного давления в упорном подшипнике

Рис. 5.16. Распределение давления в упорном подшипнике при эксцентрично приложенной нагрузке

Рис. 13.9. Распределение давлений в упорном подшипнике а —с центральным подводом смазочной жидкости б-с подводом смазочной жидкости в кольцевой карман

Для измерения зазоров в уплотнениях и по колесам ротор ставят в рабочее положение и упирают в упорный подшипник в сторону всасывания. Уплотнения колес сдвигают в сторону меньшего давления, а уплотнения разгрузочного поршня и сальника перемещают в гнездах в направлении нагнетательного патрубка. Достигнутое таким путем взаимное расположение ротора и уплотнений соответствует условиям работы турбокомпрессора с нагрузкой, когда ротор и каждое уплотнительное кольцо находятся под давлением воздуха. [c.247]

В упорном подшипнике осевая нагрузка А теоретически распределяется между шариками равномерно. Поэтому давление на один шарик упорного шарикоподшипника [c.574]

Снижение температуры свежего пара вызывает уменьшение располагаемого перепада тепла Яо и увеличение удельного расхода пара турбиной. При неизменной электрической нагрузке давление пара в камере регулирующей ступени увеличится, а перепад тепла в ней уменьшится перепады тепла в остальных ступенях несколько увеличатся, лопатки и диафрагмы ступеней давления в этом случае будут работать с перегрузкой тем большей, чем больше снижение температуры пара при номинальном давлении его. Наибольшую опасность представляет перегрузка последней ступени турбины, так как перепад тепла в этой ступени значительно увеличивается по сравнению с расчетным. Снижение температуры свежего пара при неизменной нагрузке ведет к увеличению расхода пара и к повышению осевого давления на упорный подшипник. [c.100]

Нельзя допускать снижения температуры свежего пара при одновременном существенном повышении его давления, так как это может привести к значительному увеличению осевого давления на упорный подшипник и к чрезмерно большому увеличению влажности пара в последних ступенях турбины. [c.101]

При изменении в нормальных пределах, оговоренных техническими условиями завода-изготовителя, давления отработавшего пара (противодавления) в выхлопном патрубке конденсационной турбины или турбины с противодавлением тепловой процесс изменяется незначительно и напряжения в деталях проточной части, а также осевое давление на упорный подшипник находятся в допустимых пределах. [c.102]

При отсутствии у ротора турбины уступов в проточной части осевое давление на упорный подшипник обычно увеличивается незначительно и нет оснований опасаться за его работу. При наличии же у ротора уступов осевое давление на упорный подшипник при снижении противодавления может значительно увеличиться и при номинальной нагрузке турбины может достигнуть опасной величины для ее работы. Снижение противодавления у таких турбин должно производиться только после выполнения необходимых расчетов. [c.103]

Изменение давления пара в камере регулируемого отбора конденсационной турбины в пределах, оговоренных техническими условиями завода-изготовителя (или ГОСТ), не вызывает существенного отклонения теплового процесса в турбине от расчетного, следовательно, напряжения в деталях проточной части и осевое давление на упорный подшипник при номинальной мош,ности находятся в допустимых пределах. [c.103]

Увеличение давления пара в камере регулируемого отбора вызывает также увеличение осевого давления на упорный подшипник турбины и перегрузку его. В связи с этим без ведома завода-изготовителя турбины нельзя допускать повышения давления пара в камере регулируемого отбора более предельно допустимой величины, оговоренной заводом в технических условиях. [c.104]

Снижение давления пара в камере регулируемого отбора более предельно допустимой величины ведет к увеличению перепада тепла в ч. в. д. и к уменьшению его в ч. и. д. При этом в результате перегрузки увеличиваются напряжения в лопатках последней ступени ч. в. д. Чтобы не допустить перегрузки, прибегают к ограничению пропуска пара через ч. в. д. турбины при наличии у ротора уступов производится также специальный расчет для определения величины осевого давления на упорный подшипник турбины. [c.104]

Основными причинами повреждений упорного подшипника являются чрезмерно большое осевое давление ротора вследствие попадания вместе с паром воды в турбину, большого наброса нагрузки, больших зазоров в уплотнениях диафрагм илн в уплотнении разгрузочного поршня, заноса солями рабочих лопаток и неправильной установки статора генератора в осевом направлении по отношению к ротору при жесткой муфте между генератором и турбиной недоброкачественный баббит за-, ливки сегментов большой разбег ротора в упорном подшипнике неправильная подгонка и установка сегментов подшипника низкое качество или недостаточная подача масла и др. [c.189]

Прием нагрузки на турбину должен производиться постепенно, так как этот процесс сопровождается дальнейшим повышением температуры ротора и корпуса, причем увеличение температуры происходит наиболее интенсивно при приеме нагрузки в пределах первой половины мощности турбины. Таким образом, в процесс пуска турбины входит и процесс нагружения ее, так как только под нагрузкой она достигает нормальной рабочей температуры и полного теплового расширения. Во избежание резкого увеличения расхода па ра через турбину и осевого давления на упорный подшипник необходимо следить, чтобы при включении турбогенератора в параллель на общую электросеть и при индивидуальной работе турбогенератора первоначальный наброс нагрузки на него не превышал 5—7% номинальной мощности турбины. Дальнейшее повышение нагрузки следует производить со скоростью не более 3—4%, а вышедшего из ремонта турбогенератора — со скоростью не более 2—3% в минуту по отношению к номинальной мощности турбогенератора. При нагрузке около 15—20% нужно полностью открыть главную парозапорную задвижку турби-126 [c.126]

При медленном враш,ении вала в опорном подшипнике имеет место полусухое трение в условиях большого удельного давления, так как нагрузка на него (вес ротора) в данном случае полная. Поэтому баббитовая антифрикционная заливка здесь нужна, хотя после установления жидкостного трения баббит уже не играет роли в работе подшипника. В упорных подшипниках дело обстоит иначе осевой нагрузки при пуске нет, следовательно, возникновение полусухого трения опасности не создает. Да его фактически и не будет благодаря вращению гребня в масляной ванне. Таким образом, условия при пуске не вызывают необходимости баббитовой заливки колодок. [c.181]

Следует отметить, что защитные устройства паровых турбин тесно связаны с системой регулирования. Так, важнейшая из защит — автомат безопасности — встроена в систему регулирования и обеспечивает при срабатывании практически мгновенное закрытие регулирующих и стопорного клапанов. Точно так же действует импульс от реле осевого сдвига при изменении сверх допустимого значения зазоров в упорном подшипнике, а также импульс от реле падения давления масла для смазки подшипников. [c.182]

Для восприятия осевого давления конструкции гидромуфт предусматривают соответствующее расположение роликов и шарикоподшипников или упорных подшипников скольжения. Как правило, в конструкциях осевые силы нейтрализуются внутри гидромуфты. В этом случае в упорном подшипнике потери меньше, а долговечность его больше, так как он работает не при полном числе оборотов ведущего вала гидромуфты, а только при разнице чисел оборотов насоса и турбины. Как известно, при нормальном режиме эта разница составляет 2—5% от полного числа оборотов. [c.164]

Осевые давления на упорных подшипниках турбин зависят от многих причин и в условиях эксплуатации могут сильно изменяться, вызывая неполадки и даже аварии. Они зависят от состояния проточной части турбины, уплотнений диафрагм, концевых уплотнений ротора и т. д. Осевые усилия изменяются при переходных режимах работы турбины. Они сильно возрастают при быстром, особенно скачкообразном, повышении нагрузки турбины. [c.194]

Поэтому осевой разбег в упорном подшипнике устанавливают так, чтобы толщина масляной пленки на выходе из сегментов была не меньше 40— 60 мкм, среднее давление на сегмент не превышало 2—4 МПа, а температура баббитовой заливки была не больше 100 °С. Чем выше качество изготовления гребня и упорных сегментов (выше чистота поверхности гребня и меньше биение и конусность гребня), чем чище масло (мал размер твердых частиц в нем), чем меньше вибрация и возможные [c.112]

Обычно конструкция упорного подшипника выполняется таким образом, что спиральные канавки на упорной пластине начинаются не сразу от радиального подшипника, а отстоят от нее на некоторую величину, так что образуется площадка уплотнения в зоне перехода к радиальному подшипнику. Когда же упорный подшипник имеет канавки на всю длину опорной поверхности без какого-либо уплотнения, и радиальный подшипник в этом случае фактически является уплотнением для упорного, достигается максимальное повышение давления в радиальном подшипнике. Вибрационные испытания показывают, что объем газа в камере, образованной радиальным подшипником, резонирует на низкой частоте. Это явление может быть исключено введением уплотнения на диаметре, несколько превышающем диаметр радиального подшипника, прерывающего сообщения полости канавок радиального и упорного подшипников. [c.570]

Об отложениях в проточной части паровых турбин можно судить по приросту давления на упорный подшипник турбины и увеличению давления пара в конт-196 [c.196]

При осуществлении поворота в ту или другую сторону вследствие сопротивления повороту колеса создается сила, стремящаяся сдвинуть винт 5 (см. рис. 112) в осевом направлении. В случае если эта сила превышает предварительное сжатие пружин 23 и 14, то винт вместе с золотником 20, зажатым в упорных подшипниках 16, перемещается относительно корпуса клапана управления 22. При этом одна полость цилиндра картера рулевого управления (например, при повороте налево) по каналу 6 (см. рнс. 112) сообщается с линией высокого давления, а другая полость по каналу 7 с линией низкого давления ( слива ). Масло, поступающее из насоса, давит на рейку-поршень, создавая усилие на вале сошки, находящейся с ней в зацеплении, и способствует осуществлению поворота. [c.258]

Для обеспечения жидкостного трения в упорных подшипниках при подаче смазки под малым давлением необходимо придать опорной поверхности такую форму, при которой между пятой и подпятником образуются клиновые зазоры. С этой [c.354]

Это обеспечивается, во-первых, правильным базированием корпусов передней и задней бабок на станину (база по одну сторону от оси центров), во-вторых, правильным распределением давления между плавающим центром шпинделя и его опорным торцом. В том случае, если величина Р < <196 Н (20 кгс), т. е. когда большая часть усилия воспринимается пружиной, создаются условия равномерного распределения давления между упорным подшипником шпинделя и тем самым обеспечивается одинаковый зазор в радиальном подшипнике передней опоры. Это справедливо и в отношении задней бабки станка. [c.261]

Для более равномерного распределения контурного давления на подпятнике рабочая поверхность его изготовляется из отдельных секций [114]. Для создания гидродинамической смазки в упорном подшипнике рабочие поверхности секций наклонены под небольшим углом по отношению к направлению скольжения. Сами секции могут упруго скрепляться с жестким основанием (рис. 4,а) или соединяться с ним с помощью шарниров (рис. 4,6, в). В некоторых конструкциях секции опираются на основание через специальную опору скольжения (рис. 4,г). [c.183]

Если не учитывать волнистость, то в упорном подшипнике скольжения контурная площадь касания Ле является величиной неизменной. Тогда в зоне контурных давлений, где на процессы взаимодействия твердых тел оказывают влияние соседние контактирующие микронеровности, средние нормальные напряжения с учетом il5)-(17) [c.191]

Окружная скорость цапф ротора турбокомпрессора достигает 70 м/сек, а число оборотов — 20 000—30 ООО в минуту и более. Высокая быстроходность создает тяжелые условия работы подшипников. В то же время давления па опорные подшипники невелики и редко превышают 2 кГ/см . Около половины этого давления создается весом ротора. Нагрузка от неуравновешенных сил инерции, которая пропорциональна квадрату числа оборотов, при современных допусках на балансировку роторов турбокомпрессора является одной из основных и может превышать нагрузку от веса ротора. Давления на упорные подшипники значительно выше и достигают 15—20 кГ/см при средней окружной скорости упорной пяты до 80 м/сек. [c.110]

Статическая жесткость гидростатических радиальных подшипников с дроссельной системой питания прямо пропорциональна давлению насоса. Поэтому имеется возможность изменять статическую жесткость подшипников за счет давления насоса и тем самым определить влияние этой жесткости на динамику шпиндельного узла. Зависимости демпфирования системы и резонансных амплитуд от жесткости переднего подшипника при разном демпфировании в подшипниках представлены на рис. 85. Условия эксперимента следующие жесткость с = 180 кгс/мкм, в упорные подшипники подавался воздух под давлением 5 кгс/см , жесткость заднего подшипника Сн = 60 кгс/мкм, вязкость масла 37,5 10- кгс с/см , толщина масляного слоя 60 мкм, ширина [c.87]

Повышение давления пара в перегрузочной камере и во всех ступенях после нее ве1дет к увеличению осевого давления на упорный подшипник. Поэтому при открытии клапана обводного регулирования ео бходимо тш,ательно следить за температурой упорного подшипника. [c.20]

Потери от перетекания пара через уплотнения диафрагм. Радиальные зазоры металлических уплотнений диафрагм в вертикальной плоскости по монтажным причинам и в условиях эксплуатации из-за недостаточного (Внимания нередко достигают большой величины и сох раня1отся в таком виде долгое время, Это вызывает значительное перетекание па ра из ступени в ступень ПОМИМО"лопаток и увеличение осевого давления на упорный подшипник. При этом полуколыцевые лабиринтовые уплотнения с пружинами у диафрагм из-за коррозии и твердых отложений обычно работают недостаточно надежно. Вследствие этого радиалыные зазоры в вертикальной плоскости также нарушаются и нередко достигают значительной величины. Более наде Жно работают металлические уплотнения диафрагм, состоящие из 6 одинаковых сегментов (вместо 2 полуколец) с эластичными и достаточно жесткими пружинами, которые должны прижимать каждый сегмент силой примерно в 3—5 раз больше веса самого сегмента. [c.43]

Прием нагрузки на турбину должен производиться постепенно, так как это сопровождается дальнейшим повышением температуры ротора и корпуса, причем увеличение температуры происходит наиболее интенсивно при приеме нагрузки в пределах первой половины мощности турбины. Таким образом, в процесс пуска турбины входит и процесс нагружения ее, так как только при нагрузке она достигает нормальной рабочей температуры и полного теплового расигирения. Во избежание резкого увеличения расхода пара через турбину и осевого давления на упорный подшипник необходимо следить, чтобы при включении турбогенератора в па- [c.75]

Увеличение противодавления вызывает снижение располагаемого перепада тепла Hq и повышение удельного расхода пара через турбину. Снижение перепада тепла происходит главным образом за счет уменьшения теплоперепадов в последних ступенях. Это наглядно можно видеть из i— -диаграммы. В остальных ступенях турбины теплоперепдды практически не изменяются. Следовательно, напряжения в лопатках и диафрагмах проточной части всех ступеней турбины не превышают расчетных значений, а в последних ступенях они даже уменьшаются. Но увеличение противодавления при неизменной мощности турбины может вызвать увеличение расхода свежего пара и осевого давления на упорный подшипник. В связи с этим для определения возможности увеличения противодавления турбины сверх номинального значения, установленного техническими условиями завода-изготовителя, необходимо произвести тепловой расчет, поверочный расчет на прочность болтов и фланцев в выхлопной части и определить величину осевого давления на упорный подшипник турбины. [c.102]

Осевое давление на упорный подшипник и напряжения в лопатках и диафрагмах ч. и. д. турбины в этом случае будут ниже расчетных. Снижение давления пара в камере регулируемого отбора в допустимых пределах разрешается обычно в одноцилиндровых турбинах, у которых нет уступов на роторе. Однако любые изменения в работе турбины, связанные с изменением параметров свежего, отработавшего пара или пара в отбЪре от номинального значения и отклонения их от предельно допустимой величины, установленной заводом, не должны производиться без разрешения завода-изготовителя турбины и без тщательной проверки их расчетом, выполненным специализированной организацией. [c.104]

Упорные подшипники турбины Юнгстрем расположены на валах генераторов. В турбине Юнгст-рем-СТАЛ (Швеция) (рис. 10-16) необходимо найти такое положение, при котором паровая разгрузка осевого давления могла бы работать автоматически и разбег в упорном подшипнике не ограничивал разгрузку. [c.209]

Сумма упорных давлений ступеней турбины дает полное упорное давление, если присоединить к ним также приходящиеся давления на уступы вала. Упорное давление воспринимается упорным подшипником, упорная площадь которого может принять большие размеры. Для облегчения конструкции подшипника для много цилиндровых турбин рационально применять в цилиндрах взаимообратные потоки пара, для одноцилиндровых турбин применять думмис, разгружающий упорное давление ротора. [c.297]

В сегментных упорных подшипниках качающиеся сегменты самоустанавли-ваютсн в зависимости от режима работы, обеспечивая этим условия для жидкостного трения. Поэтому такие подшипники имеют меньшие потери на трение и допускают ббльшие удельные давления, чем упорные подшипники другого типа. Сегменты располагают [c.272]

Сравнивая эту формулу с обычной формулой, используемой для вычисления момента силы трения, можно отметить, что коэффициент внешнего трения в упорном подшипнике скольжения, работающем в условиях упругого насыщенного контакта, будег вычисляться по (80) гл. 1. Одиако, как следует из (23), (24), контуриае давление [c.195]

Хюбиер Р, Расчет давления и температуры в упорных подшипниках, рабо-тающи-Х в термогидродинамическом турбулентном режиме. — Проблемы тренпя и смазки. 1974. № 1. с. 64. [c.276]

Эффективность использования этих полостей подтверждает рис. 88, на котором демпфирование системы и резонансные амплитуды представлены в функции жесткости переднего подшипника при следующих условиях толщина масляного слоя 60 мкм, ширина аксиальных перемычек 10 мм, ширина перемычек, разделяющих карманы, 20,6 мм, вязкость масла 37,5 10 кгс с/см, в упорные подшипники подавался сжатый воздух под давлением 5 кгс/см сплошной линией показаны результаты расчета, экспериментальные данные отмечены кружками (резонансная кривая) и крестиками (кривая затухания). С уменьшением жесткости с демпфирование системы возрастает, а резонансные амплитуды соответственно уменьшаются. В области высоких жесткостей изменение жесткости переднего подшипника незначительно влияет на динамику системы. Благодаря уменьшению жесткости Си удается получить повышенное демпфирование и полнее использовать мощность станка (рис. 89). АФЧХ шпиндельного узла на гидростатических подшипниках получена при разных жесткостях сь переднего подшипника и при условиях результатов, показанных на рис. 88 [c.90]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...