Осевое усилие и утечка

ОСЕВОЕ УСИЛИЕ И УТЕЧКА [c.116]

Достоверные сведения об утечках пара в турбине позволяют получить не только уточненные данные для расчета осевого усилия, но и более правильное представление о процессе теплообмена между паром и соответствующими элементами проточной части. Последнее обстоятельство играет существенную роль при определении температурных полей роторов и корпусов, а также их тепловых расширений. [c.214]

Рис. 8.38. Зависимости усилия, раскрывающего уплотнительный стык (а), осевой жесткости (б) и утечек (в) от параметра Л для уплотнений со спиральными канавками при Л =1,11

Разрушение лабиринтных уплотнений. В компрессорах некоторых типов ГТД наблюдается повышенный износ или разрушения лабиринтных уплотнений. Помимо возможности заклинивания ротора при разрушении лабиринтных уплотнений, износ приводит к ухудшению параметров компрессора, снижению запаса его устойчивости по помпажу, увеличению утечки воздуха и может привести к нарушению баланса осевых сил, действующих на ротор ГТД, и, как следствие, к росту осевого усилия на упорном подшипнике. [c.99]

На рис. 185 показана схема реактивной многоступенчатой турбины. Ротор 7 турбины выполнен в виде барабана, на котором укреплены рабочие лопатки 2 и 6. Направляющие лопатки 7 и 5 укреплены в корпусе 4 турбины. Для компенсации действия осевого усилия Р.,КС служит разгрузочный поршень 8. Соединительный трубопровод 3 сообщает пространство перед разгрузочным поршнем с выпускным патрубком. Вследствие разности давлений пара по обеим сторонам поршня последний испытывает усилие, уравновешивающее осевое усилие, развивающееся в проточной части турбины и направленное в сторону движения пара. Так как в реактивных турбинах имеется разность давлений с обеих сторон рабочих лопаток в каждой ступени, то неизбежны утечки пара через зазоры между рабочими лопатками и корпусом между направляющими лопатками и ротором. Для уменьшения разности давлений, а следовательно, и утечек пара располагаемый перепад давлений делят на большое число ступеней, поэтому мощные реактивные турбины имеют значительное число ступеней давлений (иногда до 100). [c.248]

Для разгрузки насоса от осевого усилия применяются различ- ные способы. Наиболее эффективным из них является применение колес с двусторонним входом, хотя при несимметричном износе левого и правого уплотнений осевое усилие появится вновь. Иногда для разгрузки осевого усилия около ступицы колеса сверлят специальные окна, через которые жидкость справа перетекает в сторону всасывания. На рис. 42 пунктиром показано одно из таких окон. Однако при наличии разгрузочных окон увеличиваются утечки, вследствие чего значительно снижается КПД насоса. Кроме того, поток, идущий через разгрузочные отверстия, направлен навстречу основному потоку, что приводит к увеличению потерь напора, а следовательно, к понижению его КПД. [c.74]

Спиральный корпус крепится к корпусу электродвигателя шпильками с внутренним расположением гаек, что придает насосу более обтекаемую форму. Корпус сальника выполнен отъемным от спирального корпуса и привертывается к последнему на болтах. Сальник имеет мягкую набивку и заливочное кольцо, в которое может подаваться затворная жидкость. Для сбора утечки после сальника установлена специальная ванна с отводом жидкости в дренаж. Насос может быть оборудован механическим торцовым уплотнением, но при этом меняется также и корпус сальника. Вал электродвигателя вращается в двух шарикоподшипниках, из которых передний рассчитан на воспринятие остаточных осевых усилий от рабочего колеса насоса. [c.39]

Уплотнения аксиального типа, торцовые уплотнения не допускают относительного осевого перемещения вала и корпуса. Даже при небольшом рабочем ходе упругого элемента возникают резкие колебания контактного давления в паре трения и, как следствие, повышенный износ и утечка Осевая игра радиальноупорного шарикоподшипника может вызвать отклонение сжимающего усилия и контактного давления в пределах 2 6 [9]. Относительное смещение вала в плавающих опорах значительно выше. Этот факт существенно ограничивает область применения торцовых уплотнений в опорах качения однако существует ряд конструктивных решений, позволяющих их использовать и в плавающих опорах 1) установи всей опоры качения, включая подшипник и торцовое уплотни-зе устройство, на общей втулке втулка может быть [c.138]

Таким образом, за счет саморегулирования зазора между разгрузочным диском и подушкой пяты осевое усилие насоса полностью уравновешивается во всем диапазоне изменении режимов работы насоса. Недостатком разгрузочного устройства такого типа является ухудшение к. п. д. насоса за счет утечки через гидравлическую пяту. Величина этой утечки достигает 1,5—2,5% производительности насоса. [c.231]

В общем случае для расчета всех КПД необходимо использовать приведенные полные формулы. Входящие в них величины определяют либо в результате детальных экспериментов, либо по зависимостям, приведенным в предыдущих главах. Детальные расчеты КПД позволяют оценить эффективность применяемых конструкций. Например, в многоступенчатых насосах установка торцовых лопаток на рабочем колесе для регулирования осевых усилий увеличивает механические потери колеса (т. е. уменьшает Ямк). Однако одновременно уменьшается давление около вала и, следовательно, утечка жидкости, что повышает объемный КПД. Таким образом, произведение этих КПД может изменяться незначительно. Установка же торцовых лопаток на корпус снижает как механический, так и объемный КПД. [c.90]

Значительное снижение утечек в сальниковых уплотнениях, особенно при низких давлениях, можно получить уменьшением радиальной толщины колец и применением спиральных кольцевых и осевых витых цилиндрических пружин для создания уплотняющих усилий в радиальном и осевом направлениях соответственно. [c.80]

Утечки. Кольцевые уплотнения, как и сальники штоков с возвратно-поступательным движением, ограничивают утечки по двум направлениям. Прежде всего создается уплотняющий контакт по цилиндрическим поверхностям, между которыми существует относительное движение с высокой скоростью. Другим возможным путем утечек служит стык торцовых поверхностей колец со стенкой корпуса. Если между уплотняющими усилиями в осевом и радиальном направлениях соблюдается правильное соотношение, то никаких зависаний колец, обусловленных силами трения, наблюдаться не будет. [c.116]

Кольцо 6, ограничивающее утечки затворной жидкости в сторону камеры а свободного слива, является наружным, а кольцо 2, ограничивающее утечки жидкости в уплотняемую камеру в — внутренним. Кольца 2 и 6 имеют свободу радиальных перемещений (самоцентри-руются), но зафиксированы от проворота штифтами 5 условия работы наружного кольца 6 и внутреннего кольца 2 различны. Так, силы, действующие на наружное кольцо 6 и прижимающие его к торцовой поверхности корпуса 1, больше сил, действующих на внутреннее кольцо 2, так как давление в камере Ь больше давления в камере а. Поэтому для наружного кольца необходимо обеспечить уменьшение осевого усилия и его подвижность в радиальном направлении. В зависимости от перепада давления число наружных колец в уплотнении может быть больше одного. Предварительный контакт колец 6 и 2 с корпусом 1 достигается с помощью пружин 4. Конструкции уплотнений этого типа просты, надежны в работе, а возможность получения малых радиальных зазоров между плавающими кольцами и валом, связанная со способностью колец к самоцентрированию, позволяет получить небольшие утечки запирающей жидкости. Таким образом, чтобы надежно предотвратить утечку рабочей среды в атмосферу, давление запирающей жидкости должно превышать давление рабочей среды в камере а свободного слива. Поскольку плавающие кольца не вращаются, выделение теплоты в данных уплотнениях меньше, чем в торцовых. [c.225]

Насосы секционного типа имеют по сравнению со спи ральными следующие недостатки 1) сборка и разборка Секционного насоса значительно сложнее, чем сдирально-Со, и, следовательно, сложнее ремонт насоса 2 разгрузка ротора секционных насосов от осевых усилий осущест- вляется гидравлической пятой или разгрузочными окнами. Эти устройства дают дополнительные утечки. Поэтому объемный КПД секционных насосов ниже, чем спиральных. [c.190]

Топливный компрессор имеет 15 ступеней. Для предотвращения утечек колошникового газа в помещение, к лабиринтовому уплотнению компрессора подается пар. Расход газа равен 19 кг сек, давление при всасывании 1,0 ama, максимальная степень повышения давления 5,3, скорость вращения вала 8700 об1мин. Корпус компрессора имеет горизонтальную плоскость разъема. На направляющих лопатках установлен бандаж для обеспечения жесткости. Дисковый ротор сделан из углеродистой стали с высоким сопротивлением разрыву. Диски насаживаются на жесткий вал. Лопатки крепятся в осевые пазы типа ласточкиного хвоста . Такое крепление позволяет производить замену отдельных лопаток. Осевое усилие, действующее на ротор компрессора, уравновешивается специальным поршнем. Утечки газа через уплотнения этого поршня отводятся во всасывающий патрубок компрессора. Компрессор соединен гибким относительно длинным валом с редуктором. Шевронный редуктор увеличивает екорость вращения вала с 3600 до 8700 об мин. На ведущем валу редуктора имеется шестерня для привода масляного насоса и регуляторов. С этой же шестерней сцепляется шестерня пусковой турбины и валопово-ротного устройства. Пусковая турбина имеет пневматическую фрикционную муфту, которая [c.124]

С наружной плоскостью промежуточного диска, вращающегося вместе с ротором, взаимодействует строго припасованное к нему плоское зеркало неподвижного распределительного диска. Диск снабжен расположенными на двух различных окружностях распределительными полостями, имеющими форму кольцевых секторов, и кольцевыми полостями для сбора утечек. Распределительный диск своим внешним торцом, посредством кольцевых прокладок и эластичных уплотнений, сопрягается с жестко укрепленным на фланце станины коммуникационным диском, через каналы которого осуществляется нодвод рабочей жидкости к его распределительным полостям. От углового смещения распределительный диск удерживается торцовыми шпильками или закладными шпонками, которые соединяют его с коммуникационным диском. На плоскости коммуникационного диска, прилегающей к распределительному диску, располагаются уравновешивающие гидравлические полости. Под действием осевого усилия, вызываемого давлением рабочей жидкости на распределительный диск, устраняется осевой зазор между рабочими плоскостями распределительного и промежуточного дисков при этом исчезает возможность отрыва этих плоскостей под действием возникающих между ними отталкивающих усилий. Усилие, действующее на торец ротора, воспринимается осевым шарикоподшипником и замыкается на бурт фланца станины, являющийся опорой для расположенного с другой его стороны осевого или радиально-осевого подшипника ротора. [c.65]

Ротор компрессора имеет две опоры. Передней опорой (IV) служит роликовый подшипник, воспринимающий радиальные усилия, и допускающий осевые перемещения ротора относительно корпуса. В задней опоре (XV) установлен шариковый подшипник (см. рис. 7. 17), который нагружен радиальными и осевыми усилиями от роторов компрессора и турбины. Подшипники охлаждаются маслом. Для предупреждения попадания масла в проточную часть компрессора установлены лабиринтные уплотнения с промежуточными камерами. Наддув воздухом из-за пятой ступени компрессора промежуточной камеры уплотнения передней опоры и суфлирование промежуточной камеры уплотнения задней опоры обеспечивают лишь незначительную утечку нагретого воздуха в полость опор. [c.303]

Почти во всех насосах всасывающая крышка насоса 2 отъемная, за исключением насоса малого размера с напорным патрубком 20 мм, в котором нет всасывающей крышки и входной патрубок отливается вместе со спиральным корпусом. Корпус сальника выполнен за одно целое со спиральным корпусом 3. Для всех моделей рабочее колесо 4 изготовляется открытого типа, но для четырех моделей (в частности, 1 1/2-2—ЗНС и 1 1/2НСН) оно выполняется как открытого, так и закрытого типов. Колесо имеет разгрузочные отверстия, благодаря которым уравновешивается осевое усилие, действующее на ротор насоса, и разгружается сальник насоса от давления нагнетания. Сальник насоса с мягкой набивкой, гнездо сальника выполнено глубоким, в нем размещается пять или шесть колец набивки и заливочное фонарное кольцо 5. Поджатие сальниковой набивки производится буксой сальника 6 со сборником для утечки, запатентованной фирмой. Она вплотную охватывает корпус сальника с наружной и внутренней сторон. Вся утечка из сальника собирается в сборнике буксы и отводится из него шланговым трубопроводом в дренаж. На фиг. И показана нажимная букса сальника. Кроме мягкой набивки, эти насосы мо-24 [c.24]

Осевые усилия, возникающие при работе вторичного вала, воспринимаются шарикоподшипником 24. Наружное кольцо этого подшипника удерживается в определенном полсжении при помощи замкового кольца, зажатого между картером редуктора и крышкой подшипника. Внутреннее кольцо зажато между торцом ведущей шестерни редуктора и шайбой, привернутой болтами к торцу вала. Сальник, уплотняющий ступицу ведущей шестерни 22 редуктора, служит для предотвращения утечек масла из картера корсбки передач, через средний шарикоподшипник вторичного вала. [c.89]

Корпус насоса чугунный, входной и напорный патрубки находятся в нижней части корпуса. Под концевыми уплотнениями в корпусе имеются камеры, к которым подводится охлаждающая вода. Рабочее колесо насоса изготовлено из нержавеющей стали. В местах уплотнений рабочего колеса в корпусе насоса устанавливаются бронзовые уплотняющие кольца. В насосе установлены подшипники скольжения, залитые баббитом. Осевые усилия ротора, возникающие при работе насоса, воспринимаются радиально-упорным двухрядным шарикоподшипником. Смазка подшипников кольцевая турбинным маслом марки 22. Концевые уплотнеиия вала щелевые, К ним подводится конденсат с температурой 35°С при давлении, превышающем на 0,05—0,12 МПа (6,5—1,2 кгс/см ) давление воды при входе в насос. Этот конденсат охлаждает участки вала и корпуса перед подшипниками и предотвращает утечки горячей водй из насоса. Муфта между насосом и электродвигателем — зубчатая, , компенсирующая незначительные изменения центрирован ия при изменениях температуры воды, проходящей через насос. [c.173]

Разность давлений по обе стороны разгрузочного диска создает силу, уравновешивающую осевое усилие. Зазор между разгрузочным дискЪм и подушкой пяты устанавливается в пределах 0,Г5—0,20 мм и зависит от величины осевого усилия насоса. При увеличении осевого усилия ротор насоса смещаегся в сторону всасывающего патрубка и зазор между разгрузочным диском и подушкой пяты уменьшается. Это приводит к уменьшению утечки через пяту, увеличению давления перед разгрузочным диском и появлению дополнительного усилия, действующего на пяту в сторону нагнетательного патрубка. При уменьшении осевого усилия насоса зазор в гидропяте увеличивается и уравновешивающая сила соответствующим образом уменьшается. [c.231]

У этих насосов, как и у насосов типа КсД, для уравновешивания осевого усилия рабочие колеса сгруппированы и повернуты всасывающими элементами в разныесто-роны. Со стороны всасывания насос не имеет выхода вала наружу, что исключает подсосы воздуха и утечки воды. Нижний опорный подшипник —лезинометалличеокий. Омазка и охлаждение подшипника осуществляются конденсатом, который отбирается от одной из промежуточ- [c.273]

Воздух засасывается компрессором через входной патрубок, закрытый предохранительной сеткой 1. Ротор компрессора 4 имеет дискобарабанную конс7 рукцию. Направляющие лопатки закреплены в литом статоре 3. В передней опоре компрессора установлен опорный подшипник 2, в задней — опорно-упорный, воспринимающий осевое усилие. Подшипниковые узлы имеют лаби )интные уплотнения — у первой ступени для исключения подсоса масла из масляной полости подшипника в проточную часть, за последней ступенью — для предотвращения утечек сжатого воздуха. Воздух сжимается в 12-ти последовательно расположенных ступенях. Компрессор имеет поворотный входной направляющий аппарат и противопомпажное перепускное уст-ройс1 во, установленное за шестой ступенью. [c.372]

Независимо от плотаосги материала набивки на герметичность сальника существенно влияет усилие его затяжки. Создавая бЬльшее осевое давление на набивки, мы обеспечиваем соответственно большую площадь фактического контакта набивки с уплотняемыми деталями и уменьшаем сечение микроканалов, определяющих величину утечки. [c.34]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...