Условия упорные подшипники

Частой ошибкой начинающих конструкторов является введение центрирования там, где оно не требуется условиями работы. В узле установки подшипника (И, 12) центрирование боковых щек не продиктовано необходимостью. Достаточно ограничиться фиксацией щек в радиальном направлении крепежными болтами (13). В конструкции упорного подшипника (14, 15) можно обойтись без центрирования упорной шайбы т, зафиксировав ее установочными штифтами п (16), так или иначе необходимыми для предупреждения поворота шайбы. [c.499]

На долговечность подшипников влияют условия их нагружения и работы. Радиальные и радиально-упорные подшипники весьма часто подвергаются одновременному действию радиальных Н и осевых А нагрузок (см. рис. 292), которые на долговечность подшипников оказывают неравноценное влияние. Подшипники, у которых наружное кольцо неподвижно, а внутреннее — вращается, имеют более высокую долговечность, так как уменьшается число циклов нагружения неподвижного кольца. Долговечность подшипников снижается при действии переменных и ударных нагрузок, а также с повышением рабочей температуры подшипников узлов от 125° С и более. [c.440]

Поэтому подшипники подбирают не по действительным нагрузкам, а по эквивалентной нагрузке. Ею называют такую радиальную (осевую) нагрузку Р, которая, будучи приложенной к радиальному или радиально-упорному подшипнику, обеспечит требуемую долговечность подшипника с учетом действительных условий работы. [c.440]

Радиальная нагрузка приложенная к радиально-упорным подшипникам, из-за наклона контактных линий вызывает появление осевых составляющих сил Яа, направленных от вершины конуса (рис. 3.164). Значение этих сил зависит от типа подшипника (шариковый, роликовый), углов наклона контактных линий, значений радиальных нагрузок, а также от того, как отрегулированы подшипники. Из рис. 3.164 видно, что значение Яа. должно быть таким, чтобы равнодействующая Я была направлена по нормали к линии контакта, т. е. Яа=Яг tga. Однако эта зависимость справедлива, если подшипники собраны с большим зазором. В этом случае всю нагрузку воспринимает только один шарик (или два) или ролик. Условия работы подшипников при больших зазорах крайне неблагоприятны (см. 3.68). Обычно подшипники регулируют так, чтобы осевая игра при установившемся температурном режиме была близка к нулю. В этом случае при действии на подшипник радиальной силы под нагрузкой находится примерно половина тел качения и значение осевой составляющей силы Яа определяют по другим формулам для конических роликоподшипников [c.422]

Упорные подшипники подпятники). Простейшие упорные подшипники с плоскими рабочими поверхностями показаны на рис. 19 и 20. Их рассчитывают так же, как и радиальные опоры в условиях граничного трения, по среднему давлению [c.437]

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]

Эквивалентная динамическая нагрузка Не учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника для радиальных и радиально-упорных подшипников [c.330]

Расчетная осевая нагрузка Ra на каждый из двух радиально-упорных подшипников вала (рис. 24.15 и 24.16) определяется по формулам из табл. 24.3, полученным при условии отсутствия предварительного натяга и осевой игры . [c.333]

Характеристика условий Радиальные подшипники Радиально- упорные подшипники Посадки Примеры посадок [c.158]

При установке упорного подшипника необходимо соблюдать следующие условия. [c.206]

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 таких условиях гибкие вертикальные роторы при изгибных колебаниях помимо обычных инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов и опор, испытывают воздействие сил, параллельных оси ротора, а также сил инерции и их моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника [1, 2]. Конструктивно вертикальные роторы можно разделить на подвесные и зонтичные. У подвесных роторов гибкий вал и сосредоточенные на нем массы располагаются ниже упорного подшипника (точки подвеса), а у зонтичных — по обе стороны от него или только выше. Теория изгибных колебаний в поле сил тяжести вертикальных роторов подвесного типа подробно изложена в работах [1, 3]. В меньшей степени изучались зонтичные схемы. [c.5]

Общая характеристика условий, определяющих выбор посадки Радиальные подшипники Радиально-упорные подшипники Посадки [c.592]

Подшипник скольжения, являющийся основной частью опоры вала, обеспечивает режим вращения вала в условиях относительного скольжения поверхности цапфы (шейки, шипа, пяты) по соответствующей поверхности подшипника. Радиальный подшипник скольжения (сокращённо — подшипник скольжения) предназначен для восприятия радиальных (поперечных) относительно оси вала усилий, упорный подшипник скольжения (подпятник скольжения) — осевых усилий. [c.626]

В упорных подшипниках с неподвижным подпятником возникновение жидкостного трения осуществляют тем, что подпятник разбивают смазочными канавками на несколько сегментов и поверхности скольжения каждого сегмента дают постоянный относительно пяты наклон, соответствующий основному режиму работы (фиг. 267, 268). Одно из основных условий удовлетворительной работы упорного подшипника состоит в равномерном (по окружности) распределении статической нагрузки по поверхности скольжения. [c.639]

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

Для радиальных и радиально-упорных подшипников это — постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает такой же расчетный срок службы, как и при действительных условиях нагружения и вращения. Для упорных и упорно-радиальных подшипников это — постоянная центральная осевая нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся тугим кольцом и неподвижным свободным обеспечивает такой же расчетный срок службы, как и при действительных условиях нагружения. [c.421]

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]

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]

Каждый упорный подшипник в условиях эксплуатации должен надежно работать при всех нагрузках турбины в пределах от холостого хода до максимального значения. [c.189]

Насадной диск упорного подшипника, вынесенного к переднему концу РВД, оказался на валу небольшого диаметра (около 100 мм). В месте его посадки при малом радиусе галтели возникали повышенные напряжения. Кроме того, под диском из-за изгибных деформаций тонкого вала обнаруживались явления фреттинг-коррозии . По этим причинам в неблагоприятных условиях (односторонняя передача силы на несколько колодок из-за неточностей монтажа и деформаций, повышенное против расчетного осевое усилие и пр.) были усталостные поломки вала, причинившие большой материальный ущерб. Анализ этих аварий был весьма поучителен. Безаварийно работали десятки турбин этого типа, а когда казалось, что надежность этих турбин уже проверена на практике, на одной из них, проработавшей уже длительное время, произошел обрыв вала. Надежность таких сложных машин, как турбины, во многом зависит от многолетней проверки их в различных условиях эксплуатации. [c.9]

Из условия равновесия вала и условия ограничения минимального уровня осевьк нагрузок на радиально-упорные подшипники определяют осевые силы /),] и Ра2. [c.106]

Для конических подшипников e = e=l,5tga. Следовательно, величина расчетной осевой нагрузки Fa, или Fajj, действующая на радиально-упорные подшипники, будет складываться из внешней нагрузки и осевой составляющей S, или радиальной нагрузки и может бы ть определена в соответствии с принятой схемой относительного расположения подшипников по концам вала и условий нагружения (рис. 14.4) по одной из формул табл. 14.20. [c.349]

Высоту упорных буртиков и других элементов, фиксирующих подшипники в осевом направлении, определяют с учетом условий демотажа подшипников. [c.482]

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности С. Динамической грузоподъемностью радиальных и радиально-упорных подшипников называется такая радиальная нагрузка, которую каждый подшипник (из группы одинаковых подшипников) при неподвижном наружном кольце сможет выдержать в течение 1 млн оборотов внутреннего кольца. Динамическая грузоподъемность зависит от типа и размеров подшипникав от величины, направления и характера приложения действующих нагрузок от температурного р жима и других условий работы подшипников она ограничивается появлением признаков усталостного разрушения рабочих поверхностей тел и дорожек качения, т. е. долговечностью подшипников. [c.439]

Суммарная осевая нагрузка на подшипник зависит от условий его нагружения. На рис. 13.15 показана схема вала, установленного на двух радиально-упорных подшипниках, причем индексом 2 обозначен подшипник, воспринимающий внешнюю осевую силу А. При такой индексации сила А и осевая составляющая Si реакции подшипника 1 всегда направле1гы в одну сторону и сум- [c.235]

Рабочие элементы пята (цапфа) и подпятник — элемент, принадлежащий корпусу. Рабочая поверхность скольжения — плоская или сферическая проекция её на плоскость вращения представляет круг (сплошная пята) или кольцо (кольцевая пята). Сплошную пяту возможно расположить только на конце вала (фиг. 238,Э). Гребенчатая пята (фиг. 238,г)—совокупность пят, расположенных на обеих сторонах гребня (или нескольких гребней, образованного на валу, — позволяет фиксировать вал от осевых перемещений противоположных знаков и, следовательно, передавать знакопеременную нагрузку. Различают два типа упорных подшипников, ориентируемых относительно пяты подшипники, у которых подпятник не меняет своего положения относительно пяты, и подшипники, у которых подпятник, составленный из нескольких независимых друг от друга сегментов (башмаков, сухарей, принимает положение, соответствующее текущему режиму работы. Последний тип составляют так называемые сегментные само-устанавливающиеся упорные подшипники Ми-челля и Кингсбери, в которых за счёт подвижного соединения с корпусом сегменты при изменении режима работы автоматически самоустанавливаются применительно к благоприятным условиям трения, вследствие чего подшипники работают в условиях жидкостного трения. [c.639]

Упорный подшипник с самоустанавливаю-щимися (качающимися) сегментами (фиг. 289). Условие равнодействуюш,ая давления проходит через точку опоры. Расчётные уравнения [10] [c.648]

В сегментных упорных подшипниках качающиеся сегменты самоустанавлива-ются в зависимости от режима работы, обеспечивая этим условия, необходимые для жидкостного трения. [c.311]

В связи с тем, что возможны и другие аналогичные режимы (глубокие сбросы нагрузки, большой отсос пара из переднего уплотнения), устанозочные колодки упорного подшипника должны изготовляться одинакового размера с рабочими и рассчитываться на вогприятие максимальных усилий, могущих возникнуть при эксплуатации турбины. Если эти условия не соблюдены, то для предотвращения повреждения упорного подшипника можно ввести дополнительную защиту, отключающую турбину при закрытии (БКСД). Нагрузка, при которой такая защита должна быть введена, определяется для каждого типа турбин. [c.26]

Из опытов КТЗ известно, что несущая способность упорного подшипника существенно повышается с увеличением давления масла, в котором работают колодки. При низком давлении масла (менее 6 бар), на котором работает большинство подшипников, благодаря насосному эффекту диска возможно образование вакуумных зон, создающих условия для возникновения газовых пузырей и нарушения сплошности масляной пленки. Так, если при давлении масла, равном 1,4 бар, и удельном давлении 5— 10 Мн1м опытный подшипник неоднократно разрушался, то при давлении масла 6—6,5 бар колодки разрушались при удельном давлении свыше 25 Mh m и даже при 7000 об1мин (при средней окружной скорости на колодках, равной 52 м/сек) была достигнута максимальная удельная нагрузка, равная 41,5 Мн/м . [c.484]

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]

Насадки из материала С-8 к фуллер-насосам внедрены на Волховском алюминиевом заводе. Высокая износостойкость и способность противостоять химическим воздействиям кислот и газов позволяет рекомендовать его для деталей машин и приборов, работающих в условиях эррозионного, коррозионного и абразивного износа при отсутствии резко переменных ударных нагрузок. НИИХИММАШ рекомендует использование этого материала для упорных подшипников. [c.113]

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]

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]

Упорный подшипник гребенчатого типа (рис. 4-3) работает обычно в условиях менее совершенной смазки трущихся поверхностей, чем подшипник с сегментовыми колодками, так как в нем не образуется совершенного (хорошего) масляного клина между этими поверхностями. [c.189]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...