Расход упорные подшипники

Следует иметь в виду, что при работе турбоагрегата с неизменным расходом пара и постоянными параметрами, но на пониженных оборотах гребного вала (в буксировочном режиме, в ледовых условиях, в случае работы на швартовах, на задний ход и т. п.) нагрузка на главный упорный подшипник возрастает. Это объясняется увеличением крутящего момента и упора гребного винта. В этих случаях необходимо усилить наблюдение за работой главного упорного подшипника и, в частности, за его температурным режимом. [c.310]

В схему маслоснабжения включен специальный центробежный насос-импеллер 5, который предназначен для выдачи импульсов гидродинамическому регулятору скорости при изменении частоты вращения вала ТНД. Он установлен между ТНД и нагнетателем. Частота вращения импеллера такая же, как и вала ТНД. Импеллер забирает масло из трубопровода после маслоохладителя 7 под давлением 0,2—0,8 бар и нагнетает его в маслопровод перед холодильником. Для уменьшения расхода масла через импеллер в нагнетательном трубопроводе установлена дроссельная шайба 9. В случае выхода из строя маслоохладителя 11 vl насоса 13 смазка опорно-упорного подшипника может осуществляться из системы смазки низкого давления. Для этой цели обе системы соединены маслопроводом через обратный клапан 12. [c.233]

В регулируемых двигателях (рис. 127) упорный подшипник 4 размещен в обойме кривошипного вала 3. Поворотом кривошипа угол наклона подшипника к оси изменяется, в результате изменяется расход масла и частота вращения ротора. Расход масла здесь оказывается вдвое меньше, чем в нерегулируемых двигателях (при одном и том же диапазоне регулирования). [c.204]

Рис. 331. Удельный расход масла на упорный подшипник (на 1 см рабочей поверхности) при условии повышения температуры масла на 10° С

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]

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]

Часть этой работы утрачивается из-за механических потерь в различных элементах турбины (трение в опорных и упорных подшипниках), а также расходуется на привод масляного насоса (подающего машинное масло к трущимся деталям турбины) и системы регулирования турбины. Величина этих затрат работы характеризуется механическим к. п. д. турбины rjj,, который представляет собой отношение механической работы, переданной турбиной соединенному с ней электрогенератору (обозначим эту работу через Ц), к работе, произведенной паром при его расширении в турбине (это уже знакомая нам величина [c.370]

Расчетам турбинных ступеней при частичных расходах пара и определению осевых сил было посвящено много исследований, которые способствовали повышению надежности упорных подшипников, но и здесь недоставало экспериментальных данных. [c.14]

Снижение температуры свежего или вторичного пара вызывает уменьшение располагаемого теплового перепада. Следовательно, для обеспечения номинальной мощности потребовалось бы увеличивать расход пара, что привело бы к увеличению усилий на рабочих лопатках и к росту осевого усилия на упорный подшипник. Поэтому работу с пониженной температурой пара можно допускать только при соответствующем ограничении нагрузки турбины. На основании теплового расчета за-168 [c.168]

Для реактора наиболее нагруженным режимом работы является режим ф = 0, так как в этот момент коэффициент расхода X достигает максимального значения. Поскольку реактор на данном режиме не вращается, то его упорный подшипник нагружен только в неподвижном состоянии. После разблокирования механизма свободного хода осевая сила, действующая на реактор, пренебрежимо мала вследствие того, что она равна разности сил, действующих в осевом направлении и обусловленных статическими давлениями со стороны насосного и турбинного колес. Эти силы почти не отличаются друг от друга из-за малости радиусов соответствующих эффективных площадей давления. [c.191]

Корпуса упорных подшипников с вращающимся гребнем и непрерывными подачей и сливом масла представляют собой сложную гидродинамическую систему, в отдельных зонах которой могут возникать вакуумные зоны со вскипанием масла и выделением из него растворенного воздуха. Это может привести к нарушению масляной пленки между гребнем и упорными сегментами. Этому, в частности, способствует дросселирование масла при подводе (см. поз. 8 на рис. 3.55). В рассматриваемой конструкции регулирование расхода масла и регулирование его давления в подшипнике осуществляется не дроссельной диафрагмой на входе, а специальными винтами, ввинчиваемыми в отверстия 13, через которое масло покидает корпус упорного подшипника. Таким путем удается избежать образования вакуумных зон. [c.117]

ЦНД — двухпоточный, каждый из потоков имеет четыре ступени. Между второй и третьей ступенями выполнена камера, из которой осуществляется нижний теплофикационный отбор на подогрев сетевой воды. Регулирование расхода пара в отборы осуществляется поворотными диафрагмами. Размещение промежуточного отсека (группы ступеней между верхним и нижним теплофикационными отборами) в двухпоточном цилиндре (вместо размещения в однопоточном ЦСД) весьма целесообразно, так как при этом, несмотря на изменение давлений в отсеке в широком диапазоне при изменении отборов на сетевые подогреватели осевое усилие на упорный подшипник практически не меняется. Однако это удваивает число ступеней промежуточных отсеков, удлиняет РИД и удорожает его. [c.279]

Отклонения начальных параметров пара, параметров пара промежуточного перегрева и за турбиной приводит к изменению состояния пара внутри турбины, расхода пара через ее проточную часть и, как следствие, к изменению напряженности рабочих лопаток, стенок корпусов, диафрагм фланцевых соединений, осевого усилия, воспринимаемого колодками упорного подшипника, к ускоренному исчерпанию ресурса ряда деталей, появлению вибрации и другим явлениям. Отклонение какого-либо из параметров обычно имеет комплексное воздействие на турбину, подвергая опасности целый ряд его элементов. Например, повышение давления пара перед турбиной при полностью открытых регулирующих клапанах приводит к увеличению расхода пара через турбину, следствием чего является возрастание напряжений изгиба в рабочих лопатках, особенно последней ступени, увеличение осевого усилия на сегменты упорного подшипника, увеличение прогиба диафрагм, напряжений в шпильках фланцевого соединения, корпусе турбины, сопловых коробках и подводящих паропроводах. [c.307]

В результате оказывается, что при увеличении расхода пара через турбину рабочие лопатки последней ступени перегружаются и за счет увеличения расхода, и за счет увеличения теплоперепада. Поскольку рабочие лопатки последней ступени и так работают почти на пределе своей механической прочности, то даже небольшое увеличение расхода пара угрожает их надежности. Кроме того, увеличение расхода пара приводит к пропорциональному росту осевого усилия и увеличению нагрузки на колодки упорного подшипника. [c.312]

Например, при сознательном или аварийном отключении группы ПВД от питания паром из отборов турбины, даже при неизменном расходе пара, поступающего в турбину, расход пара через отсеки, расположенные за камерами отбора, возрастает, что приводит к перегрузке изгибными напряжениями рабочих лопаток последней ступени. При этом одновременно возрастает и осевое усилие на упорный подшипник. Поэтому завод-изготовитель турбины, учитывая возможность таких режимов в условиях эксплуатации, либо закладывает определенный запас в конструкцию рабочих лопаток последней ступени и в упорный подшипник и допускает работу без ограничений, либо требует от эксплуатационного персонала таких действий, которые поддержали бы расход пара через последние ступени неизменным. Проще всего это осуществить уменьшением нагрузки турбины, т.е. расхода пара, поступающего в нее. [c.313]

Рассмотрим влияние отклонения начального давления. Повышение давления перед турбиной автоматически приводит к увеличению расхода пара через ее проточную часть с протеканием всех тех процессов, которые происходят при изменении мощности скользящим давлением изгибные напряжения в лопатках вырастут, а осевое усилие на рабочие сегменты упорного подшипника увеличится. Опасность складывающейся конкретной ситуации зависит от текущего расхода пара через турбину при малом Gq даже его возрастание вследствие по- [c.325]

При включении ПСГ-1 и его нагружении необходимо вести тщательное наблюдение и за турбиной, так как при этом процессе существенно изменяются расходы пара через отдельные цилиндры и температурные условия выхлопа ЦСД и ЦНД. Особенно внимательно надо следить за давлением в камере регулирующей ступени, температурой баббитовой заливки колодок упорного подшипника и от- [c.397]

Следует также подчеркнуть, что недопустимость поддержания мощности турбины при уменьшении температуры пара перед цилиндрами путем увеличения расхода диктуется и другими важными обстоятельствами перегрузкой рабочих лопаток последней степени и сегментов упорного подшипника [c.463]

Другая распространенная конструктивная схема газостатического подшипника представлена на рис. 9.45. Вал 4 с насаженными на него упорными шайбами 2, разнесенными на максимальную длину, вращается относительно корпуса 5 в цилиндрических радиально-упорных подшипниках катушечного типа. Приводная часть ротора / и посадочная поверхность 5 рабочего элемента выполнены с противоположных сторон подшипника. В корпусе 3 имеются кольцевые питатели к ограничителям расхода упорных и цилиндрических радиальных подшипников. Распределение вращающейся массы с противоположных сторон подшипника кон- [c.565]

Упорные подшипники. При рассмотрении упорных газодинамических подшипников различают два типа их исполнения открытого и замкнутого. В подшипниках первого типа зона утечки газовой смазки граничит с окружающей средой, тогда как для подшипников второго типа расход газа в направлении, перпендикулярном к вектору скорости скольжения, равен нулю. [c.572]

После пуска двигателя грузы 16 под действием центробежной силы расходятся и, поворачиваясь вокруг осей, упираются своими роликами в торец муфты 22, которая вместе с радиально-упорным подшипником и пятой 2 начинает двигаться влево. Вместе с пятой начинает пере-меш,аться рычаг 13, выдвигая рейку 15. Подача топлива при этом уменьшится. Когда пята 2 достигнет конца рычага 5 и упрется в него, в некоторый момент создастся положение, при котором центробежные силы грузов уравновесятся усилием пружины 8. Как только это произойдет, сразу же прекратится перемещение рычага 13 и рейки 15. Уменьшение подачи топлива прекратится, и двигатель будет работать на минимальном числе оборотов холостого хода. [c.84]

Расход в г для упорных подшипников [c.124]

После пуска двигателя грузы 25 и 26 начнут расходиться при этом лапки 24 малых грузов давят на торец втулки 22, передвигая ее и упорный подшипник 19 по валу 29 вперед (по рисунку влево). Подшипник нажимает на вилку 20, поворачивает вал 21 и рычаг 18 против часовой стрелки, сжимая одновременно пружину 32. Установленный на пальце 6 рычага 18 дифференциальный рычаг 17 повернется при этом вокруг пальца 7 кривошипа 8 и через тягу 27 передвинет рейки 34 в сторону уменьшения подачи. При 400 —500 об/мин между силой пружины 32 и центробежной силой грузов устанавливается равновесие как повышение, так и понижение числа обороте против 400—500 об/мин вызовет соответственное воздействие на рейки со стороны пружины 32 или центробежной силы грузов. [c.90]

Соли, откладывающиеся на поверхности направляющих лопаток, сужают проходное сечение, и при том же расходе пара увеличивается перепад тепла и соответственно перепад давления на диафрагме, возрастают изгибающие напряжения в ней. В том случае, если отложения солей уменьшают площадь проходного сечения каналов рабочих лопаток, причем в относительно большей степени, нежели направляющих, появляется (увеличивается при наличии исходной реактивности) перепад тепла на рабочих лопатках обусловливаемая этим разность давлений по обе стороны рабочего диска создает дополнительное осевое усилие и увеличивает соответственно нагрузку на упорный подшипник. Занос солями сопловых сегментов первой ступени приводит к уменьшению пропускной способности турбины. Отложения солей в проточной части снижают к. п. д. турбины. Таким образом, занос солями проточной части приводит к снижению надежности, уменьшению развиваемой мощности и снижению экономичности турбины. [c.129]

Для разгрузки подшипников от осевого усилия по схеме рис. 156, а предусматривается установка двух магнитов (в роторе и ступице заднего направляющего аппарата), направленных друг к другу одноименными полюсами. Для увеличения отталкивающего усилия с ростом расхода магнит в направляющем аппарате перемещается навстречу ротору с помощью рычага, представляющего собой поворотный чувствительный элемент расходомера обтекания В схеме на рис. 156, б ротор поддерживается во взвешенном состоянии за счет принудительной подкачки жидкости в зазоре между подшипниками и осью Входной подшипник выполнен в виде двойного коноида, вращающегося в гнезде такой же формы. Давлением подкачки коноид удерживается в среднем положении контактное трение отсутствует. В схеме на рис.156, в [163] повышенное давление в зазоре упорного подшипника создается за счет давления торможения набегающего потока. Жидкость нагнетается сюда с входной стороны преобразователя через канал, проходящий сквозь передний струе-выпрямитель, передний подшипник и тело ротора. [c.367]

Определяют износ зубьев червячной пары покачиванием за канатоведущий шкив (барабан) с учетом продольного расхода червячного вала в упорном подшипнике. [c.523]

Отложения солей в проточной части паровых турбин влекут за собой снижение их КПД, увеличение удельного расхода пара, увеличение перепада давлений по отдельным ступеням, рост нагрузки на упорный подшипник и повышение его температуры, что может привести к его подплавлению и сдвигу ротора. [c.341]

При работе агрегата главным центробежным масляным насосом, расположенным в переднем блоке, производительностью 2390 л/мин масло под давлением 12 МПа подается в систему смазки. Устойчивость работы насоса обеспечивается инжектором, создающим подпор во всасывающем патрубке насоса, который расположен на раме-маслобаке. Масло из системы нагнетания главного масляного насоса проходит через сдвоенный обратный клапан и разделяется на три потока на охлаждение через-регулятор давления, ,после себя", подстроечный дроссель и блок насосов с подогревом масла к соплу инжектора насоса и в систему регулирования (силовое масло) в систему регулирования (масло постоянного давления) через регулятор давления, ,после себя". Регулятор давления, ,после себя" поддерживает примерно постоянное давление 0,6 МПа. При превышении давления масла перед маслоохладителем часть масла стравливается предохранительным клапаном в раму-маслобак. После масло с температурой не более 323 К разделяется на три потока к винтовым насосам для уплотнения нагнетателя на смазку опорно-упорного подшипника нагнетателя через обратный клапан на смазку подшипников турбогруппы через дроссельный клапан, снижающий давление масла до 0,1 МПа, и обратный клапан. Масло поступает к вкладышам подшипников турбогруппы через регулируемые дроссели, с помощью которых устанавливают необходимый расход масла под давлением до 0,06 МПа. [c.117]

Рабочие лопатки рассчитываются для работы на одном режиме — номинальном. Между тем, им приходится работать при различных режимах, связанных с условиями эксплуатации. Турбины работают при частичных нагрузках, различных расходах пара и теплоиадениях в ступенях. В эксплуатации возможны временные перегрузки турбниы и отдельных ступеней, могут измениться начальные параметры и давление отработавшего пара. Последнее зависит, при прочих равных условиях, от температуры охлаждающей воды и от кратности охлал -дения. Все это влияет на экономичность турбинной установки и на надежность работы различных деталей турбин (лопаток, дисков, валопроводов, упорных подшипников и др.). Работе турбин при переменном режиме посвяи ено много советских и зарубежных трудов [72, 93]. В задачу автора не входит разбор влияния указанных отклонений на экономичность турбины. В настоящей книге будут рассмотрены вопросы надежности работы лопаток при наличии указанных факторов. [c.5]

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]

При одновременном снижении давления и температуры свежего пара, поступающего в турбину, уменьшаются располагаемый теплоперепад Но и мощность турбины, пропуск пара через нее при полностью открытых регулирующих клапанах вследствие увеличения удельного объема пара, осевое усилие на упорный подшипник, и напряжения в рабочих лопатках и диафрагмах. При этом увеличивается удельный расход пара пропорционально снижению располагаемого теплояерепа-да Но. [c.177]

При промывке турбина работает влажным паром, и поэтому ее теплоперепад значительно меньше обычного. Следовательно, для того чтобы сохранить мощность турбины неизменной, потребовалось бы увеличить расход пара через турбину сверх номинального. Это неизбежно привело бы к росту осевого усилия на упорный подшипник и его разру- [c.362]

Попыткой вручную переместить полумуфту вдоль оси вала электродвигателя проверяют отсутствие ослабления ее крепления. Заменяют электродБнтатель, если при проведении технического осмотра обнаружено ослабление крепления полу.муфты. На ослабление крепления соединительной полумуфты, если тормозная полумуфта закреплена надежно и расход в упорном подшипнике редуктора в пределах нормы, указывает также изменение зазора между полумуфтами при вращении ротора электродвигателя с подшипниками качения в одном и другом направлениях. [c.274]

Рис. 9.44. Конструктивные формы кольцевых микроканавок и ограничителей расхода в упорных подшипниках

Некоторые виды антифрикционного материала представляют собой пористую бронзу, поры которой заполняют тефлоном или тефлоном со свинцом. Пористую бронзу наносят тонким слоем на стальную основу. Расход тефлона при производстве таких материалов невелик и составляет 100 -ь150 г/м . Эти материалы выпускают в виде ленты, из которой затем путем штамповки изготовляют втулки, кольцевые опорные поверхности упорных подшипников, Т10ДШИПНИКИ для опор с шаровой поверхностью и др. Антифрикционные материалы готовят в различных вариантах. Пользуются пористой бронзой и без стальной основы производят пропитку на разную толщину только с поверхности или по всей толще металла. В некоторые композиции наряду с тефлоном вводят и другие материалы, такие, как коллоидное стекло, термореактивные смолы. [c.72]

Обычно упорный подшипник объединен с одним из опорных. На фиг. 86 изображена такая конструкция. Давление на упорную часть этого подшипника составляет 15 кПсм , окружная скорость на среднем диаметре упорной пяты — 68 м юеп. Подушки подшипника неподвижные и имеют скосы под углом 1°10. Шесть торцовых каналов, соединенных кольцевой проточкой, обеспечивают непрерывную подачу масла на поверхность скольжения. Кольцевая проточка, в свою очередь, соединена с маслонодводящим каналом фрезерованной канавкой. Рабочая поверхность подшипника залита баббитом Б83. Давление масла на входе достигает 3—4 кПсм , расход масла через подшипник 3—4 л мин. [c.116]

Всережимный центробежный регулятор частоты вращения коленчатого вала смонтирован в корпусе, прикрепленном болтами к насосу высокого давления. Он приводится в действие от кулачкового вала / (рис 69) насоса посредством шестерен б и 7, передающих вращение на валик крестовины 8 грузов. При вращении этого валика грузы 9 расходятся под действием центробежных сил, отжимают муфту 5, которая через упорный подшипник 4 и ось 3 пяты поворачивает рычаг 22 На одном валу с рычагом 22 расположен рычаг 18, связанный через пружину 11 с рычагом 12. На ось 3 пяты надет рычаг 10 рейки, один конец которого соединен с кулисой 2, а другой при помощи тяги 13 — с рейко 14 топливного насоса. [c.110]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...