Гидродинамическое радиальное уплотнение

Рис. 10.36. Схемы гидродинамического радиального уплотнения

ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ РАДИАЛЬНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ [c.48]

Следует заметить, что при наличии границы раздела фаз гидродинамическое радиальное уплотнение может быть не полностью герметичным. Так, при отсутствии бандажа на торцовых лопатках при радиусах границы раздела, больше 0,6 наружного наблюдался барботаж газовой фазы по радиальным осям вихрей, образующихся при обтекании концов торцовых лопаток. Для торцовых лопаток с бандажом, перекрывающим осевой зазор, барботаж наблюдался лишь при радиусах поверхности раздела фаз, превышающих 0,9 наружного радиуса лопаток. [c.50]

ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЕ РАДИАЛЬНОЕ УПЛОТНЕНИЕ [c.80]

Газогенератор турбины 21, 24 Гидравлические потери 101, 109 Гидродинамическое радиальное уплотнение 159 Густота [c.369]

Отработка гидродинамических подшипников ГЦН с механическим уплотнением вала. Одной из распространенных схем современных ГЦН с контролируемыми протечками является схема с верхним вынесенным гидродинамическим радиально-осевым подшипником и принудительной смазкой. Такой же подшипниковый блок имеется и у циркуляционных насосов реакторов с жидкометаллическим теплоносителем. Высокие требования по долговечности и надежности, предъявляемые к циркуляционным насосам АЭС, требуют тщательной отработки режима смазки и проверки работоспособности подшипников. Эту отработку можно проводить на стенде, конструкция которого приведена на рис. 7.13. В верти- [c.228]

Механические уплотнения [35, 36, 67, 96—105] имеют кольцевой уплотнитель в виде детали или пары трения из металла, углеграфита, керамики, пластмассы и других твердых тел. Контактные поверхности пары должны иметь ничтожное отклонение от заданной формы, чтобы при соприкосновении поверхностей зазор был очень мал. Наиболее точно могут быть обработаны плоские или цилиндрические поверхности, что определяет деление этих уплотнений на две группы радиальные и торцовые УВ. Название механические уплотнения связано с характером производства этих уплотнений на механических заводах. Радиальные уплотнения для УПС называют поршневыми кольцами, так как большинство их применяют в качестве УПС поршней двигателей и компрессоров. Торцовые УПС применяют чаще всего в гидростатических и гидродинамических опорах поршней насосов и гидромашин (их называют также башмаками). Механические уплотнения могут одновременно выполнять функции опор и уплотнений. Например, радиальные (цапфенные) и торцовые распределители гидромашин. Эксплуатационные характеристики торцовых УВ (см. рис. 1.4, 1.6, г) отличаются большим диапазоном допускаемых давлений, скоростей и температур (кривые 7 на рис. 1.4) при удовлетворительной герметичности [Q а 10 ... 1 мм Дм - с)] и большой [c.17]

На колесо действует два вида радиальных сил гидродинамическая сила от неравномерности параметров потока по окружности выхода из колеса, вызываемой течением в отводе, и подъемная сила в щелевых уплотнениях колеса, аналогичная силе в подшипниках скольжения (в плавающих уплотнениях отсутствует). Подъемная сила вызывается гидродинамической радиальной силой, так как под ее действием возникает прогиб вала, приводящий к эксцентриситету между осью вращения колеса и осью щелевого уплотнения. Если колесо разгружено от гидродинамической радиальной силы, то подъемная сила не возникает. Рассмотрим гидродинамическую радиальную силу и способы ее уменьшения, в том числе до нуля. [c.315]

Если организовать циркуляцию газа из полости электродвигателя в полость насоса, можно уменьшить количество проникающих паров (рис. 2.3,6). В этом случае нижний радиальный подшипник 13 газостатического типа служит одновременно и уплотнением. Во всех случаях уровень теплоносителя 3 должен поддерживаться в определенном диапазоне. Применение газостатических подшипников исключает радиационное разложение смазки, а защитный экран предохраняет персонал от ионизирующего воздействия среды. Создать работоспособный осевой подшипник на газовой смазке из-за наличия в электронасосах значительных осевых сил технически трудно, поэтому он может быть выполнен гидростатическим или гидродинамическим с собственной системой смазки (например, масляной) (рис. 2.3, в), и тогда верхний радиальный подшипник 17 также будет являться своего рода уплотнением, препятствующим диффузии паров этой смазки в полость электродвигателя. [c.28]

J — патрубок слива протечек 2 — уровень заполнения 3 — рабочий уровень 4 — уровень при остановленном насосе (контур разогрет) 5 — станина 6 — выемная часть насоса 7 — нижний радиальный гидродинамический подшипник S— вал 9 — радиально-осевой подшипник 10 — уплотнение вала 11 — стояночное уплотнение 12 — отвод масла в подшипник [c.41]

Гидростатические радиальные подшипники применяются как в герметичных насосах, так и в ГЦН с уплотнением вала и имеют определенные преимущества перед гидродинамическими [9—15] использование в качестве смазки перекачиваемой жидкости при рабочей температуре, что позволяет встраивать ГСП непосредственно за рабочим колесом и дает возможность уменьшить консоль вала и соответственно повысить критическую частоту вра-шения [c.57]

Другим способом снижения протечек является выполнение нарезок различного профиля на рабочей поверхности вала и втулки, которые за счет гидродинамических эффектов увеличивают гидравлическое сопротивление уплотняющего зазора. Но этот способ эффективен лишь при зазорах 0,1 мм и менее, тогда как у современных мощных ГЦН, особенно при использовании гидростатических подшипников, радиальный зазор (для вала диаметром около 250 мм) составляет 0,3—0,5 мм. В этих условиях винтовые нарезки на валу и втулке на величину протечек существенно не влияют. Например, при испытаниях уплотнения рассматриваемого типа (уплотняемые диаметры 260—310 мм, зазоры между втулкой и валом 0,85—0,87 мм на диаметр) протечки в количестве 37 м /ч при перепаде давления 5 МПа практически не зависели от того, вращается вал или нет. [c.72]

В качестве подходящего, т. е. отвечающего требованиям эксплуатации на АЭС и наиболее перспективного типа уплотнения вращающегося вала в ГЦН для АЭС, может рассматриваться только торцовое уплотнение. Принципиальное его отличие от уплотнения с радиальным зазором заключается в том, что торцовая уплотняющая щель является плоской, тогда как радиальная имеет цилиндрическую форму. Предпочтение плоской (торцовой) щели по сравнению с цилиндрической (радиальной) отдано потому, что технологически очень трудно обработать цилиндрические круговые поверхности с отклонением в несколько микрон, и с увеличением диаметра эти трудности возрастают. Плоские поверхности с необходимой точностью могут быть сравнительно легко получены притиркой, а их неплоскостность может быть доведена до долей микрона даже при больших диаметрах уплотнений. Поэтому при высоком давлении и прочих равных условиях торцовая щель в подвижном контакте всегда будет герметичнее радиальной щели. Кроме того, величину торцовой щели относительно просто регулировать с помощью гидростатических и гидродинамических элементов конструкции, так как при осевых перемещениях ее поверхности смещаются в основном параллельно, не изменяя существенно формы зазора, в то время как в радиальной щели форма зазора при смещении цилиндрических поверхностей меняется. [c.76]

Классическая гидромеханика, на основе которой получены уравнения гл. V, не может объяснить наблюдаемое в торцовых уплотнениях возникновение несущей способности и существование стабильной жидкостной пленки между гладкими параллельными поверхностями. Это противоречие становится объяснимым при рассмотрении совокупности гидродинамических эффектов, создаваемых множеством поверхностных микронеровностей, перекосом и волнистостью торцов. Рассмотрим последовательно действие этих факторов и их влияние на распределение гидродинамического давления рг, возникновение несущей способности (силы Р, ) и зазора б, на радиальную скорость и напряжение сдвига т. Зная эти параметры, можно определить утечку Q и момент трения М[. [c.169]

Приближенно гидродинамические характеристики пар трения с волнистыми поверхностями фис. 8.26) оценивают по теории короткого подшипника [13]. Применение этой теории в данном случае вполне допустимо, поскольку в уплотнениях отношение радиальной ширины контактной поверхности к среднему радиусу значительно меньше единицы (0,1-ОД). [c.260]

G уменьшением радиального зазора между винтом и втулкой гидродинамические силы трения в уплотнении возрастают и создаваемый ими перепад давлений повышается. В связи с этим уменьшение 5 всегда выгодно. Задаваясь из конструктивных соображений минимальным зазором 5, следует определить высоту нарезки h. Эксперименты и расчет показывают, что существует оптимальная высота h, зависящая от формы нарезки и числа Re. На рис. 12.18 показаны поля оптимальных значений относительной высоты нарезки h, построенные по зависимости (12.2) и экспериментальным данным. [c.411]

Осевые и радиальные нагрузки являются наиболее опасными в роторе ТНА. Они передаются от рабочих колес турбин, насосов, гидродинамических уплотнений и других элементов через вал на опоры ротора. [c.263]

Помимо боковых полостей между дисками рабочего колеса и корпусом, в лопастных машинах обычно имеются также примыкаю-щие к валу кольцевые полости в корпусе. Эти полости расположены около разгрузочных дисков и поршней, торцовых и гидродинамических уплотнений, подшипников и т. п. Для них характерно большое отношение ширины к наружному радиусу. Ввиду этого на течение в полости значительно влияет трение на цилиндрических поверхностях и в меньшей степени протечка, и поэтому в большинстве случаев целесообразно использовать для расчета характеристик таких потоков зависимости из п. 5, не учитывающие радиальную протечку. Реальная полость приближенно заменяется коль-цевой полостью прямоугольного сечения и затем в зависимости от граничных условий на периферии из уравнения (65) п. 5 или графиков на рис. 11 — 13 определяется отношение Затем по известному I по формулам (67) или (68) можно рассчитать перепад давления. [c.50]

Гидродинамические уплотнения в механизмах, находящихся под постоянным давлением среды, например насосы, следует применять в сочетании с контактными уплотнениями, обеспечивающими герметичность уплотняемого узла при пусках и остановках. Одно из простейших гидродинамических уплотнений состоит из корпуса с гладким отверстием и вращающегося вала, имеющего винтовые канавки. Детали разъединены небольшим (менее 0,05 мм) радиальным зазором. При вращении вала в зазоре между деталями встречаются два потока масла. [c.66]

В гидродинамическом радиальном уплотнении основным элементом служит диск (импеплер), заключенный в полость (рис. 10.36). Импеллер [c.239]

При определении осевой силы исключаются силы, действующие на втулки рабочих колес и части рабочего колеса, входящие в состав других элементов ротора (например, разгрузочных устройств, гидродинамических радиальных уплотнений с торцовыми лопатками). Кроме того, не рассматриваются пренебрежимо малые для большинства агрегатов подъемные архимедовы силы, а также гидродинамические силы, возникающие вследствие вибрации ротора. [c.62]

Гидродинамические радиальные уплотнения. Осевое усилие, дей- ствующее на поверхность диска с торцовыми лoпatкaми, определя-ч тся также интегрированием распределения давления [c.70]

Расчет импеллерного уплотнения вала. В ТНА широко применяются гидродинамические радиальные уплотнения вала — импеллерные уплотнения (рис. 3.24). Импеллерное уплотнение служит для предотвращения попадания жидкости из полости высокого давления Ргимп в газовую полость низкого давления р1и.мп. Импеллерные уплотнения разъединяют полости насосов и полости турбины, а также полости насосов и полости, сообщающиеся с окружающим пространством — дренажные полости. [c.159]

Гидродинамические импеллерные уплотнения по конструкции сходны с рабочими колесами центробежных насосрв упрощенной формы. Такое уплотнение состоит из установленного на вал вращающегося импеллера 1 и кольцевой неподвижной камеры 2 (рис. 12.4). При вращении импеллера, снабженного лопатками, жидкость, находящаяся в камере, увлекается во вращение. В результате этого на нее действуют радиально направленные силы инерции вращения, создающие некоторое противодавление Ро- Силы инерции препятствуют течению жидкости по направлению к оси вращения и, следовательно, вытеканию ее наружу. [c.406]

Индивидуальная система маслоснабжения (рис. 25) предназначена для смазки подшипников газоперекачивающего агрегата и создания герметичных уплотнений нагнетателя, а также для смазки систем гидравлического уплотнения и регулирования установки [11]. Масляная система состоит из маслобака, пускового 3 и резервного 4 масляных насосов, инжекторных насосов 5, 6. Подачу масла к деталям обеспечивает главный масляный насос /, во время пуска и остановки — пусковой масляный насос 3. Через сдвоенный обратный клапан 2 часть масла поступает к инжекторному насосу 5 для создания подпора во всасывающем патрубке главного масляного насоса и обеспечения его надежной работы, а часть масла — к инжекторному насосу 6 для подачи масла под давлением 0,02—0,08 МПа на смазку подшипников агрегата и зацепления редуктора. Масло после насосов подается в гидродинамическую систему регулирования агрегата, давление в которой поддерживает регулятор 9. Часть масла после регулятора, пройдя три маслоохладителя 10, подается на смазку ради ьно-упорного подшипника нагнетателя. При аварийном снижении давления в системе смазки установлены два резервных насоса 4 и 7 с электродвигателями постоянного тока. Причем насос 4 подключен к маслопроводу смазки турбин, компрессора и редуктора, а насос 7 — к линии смазки радиально-упорного подшипника. В системе маслоснабжения имеется специальный центробежный насос — импеллер 12, служащий для выдачи импульсов гидродинамическому регулятору скорости при изменении частоты вращения вала турбины низкого давления. Частота вращения импел- [c.114]

Насосы с гидродинамическичи подшипниками. Первые отечественные насосы для жидкого металла — натрия и сплава натрия с калием (БР-5 и БН-350), а также зарубежные (SRE—РЕР) имели гидродинамические подшипники, у которых нижняя радиальная опора расположена вне рабочей среды (отсюда следует и часто употребляемый применительно к этим насосам термин консольный ), Выбор такой схемы объяснялся тем, что, во-первых, отсутствовал опыт работы радиальных подшипников в жидком металле, а во-вторых, требуемые характеристики насоса позволяли иметь приемлемые размеры консоли. В этом случае в качестве нижней радиальной опоры консольных насосов использовались подшипники качения или скольжения с масляной смазкой. Насосы получались достаточно компактными, с хорошо зарекомендовавшими себя в общем машиностроении подшипниковыми узлами. Существенно также, что такие насосы могли работать и в режиме газодувки при разогреве реактора, что важно для эксплуатации. Для консольных насосов (рис. 2.16) допустимые колебания уровня натрия над колесом в различных режимах ограничиваются длиной консоли. Для уменьшения внутренних паразитных перетечек (с нагнетания на всасывание) выемная часть монтируется в бак по плотным посадкам или с уплотнением (например, в виде поршневых колец). В связи с этим через щелевое уплотнение по валу, а также через зазоры между неподвижными [c.40]

Погружные насосы с гидростатическими подшипниками. В погружных насосах нижний радиальный гидростатический подшипник погружен в теплоноситель, и металл подается к нему с напора рабочего колеса. Верхний радиальный подшипник совмещен с осевым в одном блоке и вынесен из рабочей полости насоса, что позволяет использовать минеральную смазку и применять как подшипник качения, так и подшипник скольжения (гидродинамический нли гидростатический). Уплотнение вала целесообразно располагать ниже верхнего подшипника, поскольку это способствует снижению количества паров минеральной смазки, попадающих в теплоноси- з тель. Однако при этом ухудшаются условия замены уплотнения. [c.43]

На рис. 3.13 изображен гидродинамический осевой подшипник Митчеля насосов реактора БН-350. Пята представляет собой диск 3, изготовленный из стали 40Х, нижний торец которого является рабочей поверхностью. Пята установлена на вал 6 на шпонке и крепится в осевом направлении двумя закладными полукольцами 5. Пята вместе с валом опирается на подпятник, состоящий из семи колодок 8, изготовленных из углеродистой стали с заливкой рабочей поверхности баббитом Б-83. Колодки, самоустанавливающиеся на опорных винтах 9, выверяются по высоте при помощи контрольной плиты. Пята и подпятник заключены в масляную ванну с повышенным давлением, которое поддерживается за счет щелевого уплотнения В (зазор 0,5—1 мм) между верхним торцом пяты и кольцом 4. Масло поступает в каждую колодку через кольцевой коллектор 2 и три отверстия 1 в корпусе 11 радиального подшипника. Циркуляция масла осуществляется насосами системы смазки [6]. [c.53]

Рабочие характеристики. Перемещению в радиальном направлении уплотнительного кольца или втулки самоустанавливаю-щегося щелевого уплотнения противодействуют следующие силы сила инерции кольца и той части жидкости, которая должна быть смещена при этом, сила трения между торцом кольца и дном камеры, к поверхности которого кольцо прижато силами давления и пружин (если они имеются). Когда вращающийся вал смещается эксцентрично по отношению к отверстию втулки, то в суженном участке канала возникает добавочное давление вследствие гидродинамического эффекта. Как только равнодействующая радиальных сил, соответствующая новому распределению давлений, превысит противодействующие силы трения и инерции, втулка начинает двигаться в радиальном направлении до, тех пор, пока снова не наступит равновесие. [c.53]

Ряд преимуществ гидродинамических и гидростатических уплотнений сочетаются в уплотнении импульсного типа. Оно герметично при отсутствии вращения под давлением, не содержит элементов, подверженных засорению (отверстий, капйлл ов, щелей), не имеет микрогеометрии (ступеней, наклонных площадок, микроканавок). Однако это уплотнение весьма чувствительно к изменению сжимаемости жидкости и может терять работоспособность при попадании в нее газовых пузырей. В импульсном уплотнении на одной из поверхностей пары трения (обычно на вращающейся) имеются радиальные пазы, сооб- [c.267]

В этом уравнении первые два члена характеризуют течение по зазору в радиальном и окр)жном направлениях. Третий член учитывает втекание жидкости в зазор уплотнений с проницаемыми кольцами (здесь /(г, ф) — функция, задающая распределение расхода втекающей жидкости по уплотнительной поверхности, причем /(г, ф) = 1 на проницаемых участках и /(г, ф) = О на непроницаемых участках vf — скорость втекания). Слагаемые правой части уравнения (8.19) отражают соответственно гидродинамические и нестационарные процессы. [c.268]

В ТНА широко применяются бесконтактные гидродинамические уплотнения, осевые (винтоканавочные и лабиринтно-винтовые) и радиальные (импеллеры). [c.239]

Во всех конструкциях ТНА полость уплотнения с импеллером разобщается с внешней средой или полостью соседних насосов одним или рядом контактных уплотнений. Широко применяются комбинации манжет с бесконтактными уплотнениями. Конструкщ1я комбинированного уплотнения (рис. 10.38) шнекоцентробежного насоса со стороны входа рабочей жидкости в шнек 9 обеспечивает высокую степень герметичности на всех режимах. За подшипником 7 расположено гидродинамическое уплотнение с радиальным импеллером 6, имеющим с обеих сторон лопатки 4 и 5. Далее по валу установлен ряд манжет 3, 2, 1, разобщенных между собой дренажными полостями, которые сообщаются с полостью низкого давления для сброса протечек уплотняемой жидкости и ее паров. Манжета 2 за первой дренажной полостью герметизирует узел и не допускает попадания по валу агрегата капель и паров рабочей жидкости, которые могут иногда просочиться через манжету 3. Подшипник 7 охлаждается и смазывается компонентом, циркулирующим от лопаток 5 импеллера 6, а лопатки 4 ограничивают течение жидкости к валу. При этом создается граница раздела жидкости и газа по радиусу импеллера со стороны лопаток 4. [c.243]

При невращающемся роторе или при малых его окружных скоростях герметичность обеспечивается торцевым уплотнением. Лопатки 1 импеллера работают эффективно при определенной (расчетной) угловой скорости ротора. Под действием центробежных сил шарики 4 перемещаются по пазам подвижной втулки 3 в радиальном направлении от оси вала 8. Подвижная втулка 3 сдвигается вправо до упора в бурт стакана 5, отключая тем самым торцевое уплотнение. Герметичность узла создается только лопатками 1 гидродинамического уплотнения. С уменьшением угловой скорости вала втулка под действием пружины 6 возвращается в исходное положение, и тогда при малой угловой скорости и неподвижном роторе герметичность обеспечивается торцевым уплотнением. [c.245]

Осевые и радиальные нагрузки ротора ТНА передаются от рабочих колес турбин, насосов, гидродинамических уплотнений и других элементов через вал на опоры ротора. Расчет вектора сил, действующих на ротори его опоры, позволяет правильно выбрать радиальные зазоры в ушютнениях, конструктивно уменьшить нагрузку до приемлемых значений и наряду с выбором опоры обеспечить необходимые гидравлические и газодинамические параметры течения рабочих тел в полостях ТНА. Для высокоресурсных и вы- [c.263]

На рис. 37 показана торцовая поверхность уплотнения, на которой выполнены спиральные канавки, ограниченные кольцевым пояском. Канавки обеспечивают получение подьемной силы в начале вращения и гене-piqpoBaHHe собственного герметизщ>ующего гидродинамического давления и радиального насооюго эффекта. [c.55]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...