Утечки через торцовые зазоры

Для того чтобы практически устранить утечки через торцовый зазор кольцевой опоры, должно быть обеспечено условие [c.166]

Утечки через торцовые зазоры [c.54]

Обводнение масла происходит вследствие проникновения водяного пара и воды в масляную систему. Это может случиться при значительной утечке пара из концевых лабиринтовых уплотнений вала (особенно при больших зазорах в уплотнениях) и проникновении его в подшипники через торцовые зазоры. После конденсации этого пара в подшипниках капельки воды увлекаются маслом и совместно с ним циркулируют в масляной системе. Проникший в подшипники пар вызывает перегрев некоторой части масла и увеличение температуры подшипников. [c.203]

Рис. 38. График зависимости утечек через торцовый распределитель от величины зазора в нем

Утечка жидкости. Утечки жидкости происходят через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью шестерни, а также через торцовый зазор между боковыми стенками корпуса и торцами шестерен. Кроме этого, при дефектах профиля зубьев и их монтажа утечки жидкости могут происходить по линии контакта зубьев, находящихся в зацеплении, а также по более сложным каналам. [c.213]

Потоки утечек жидкости в шестеренных насосах и моторе отличаются лишь знаком градиента давления в насосе поток действует в том же направлении, что и вектор скорости движения, а в гидромоторе — в обратном направлении. Основным каналом утечек в насосе с некомпенсированным торцовым зазором являются утечки через этот зазор, которые составляют около 75—80% суммарных утечек в насосе, ввиду чего величину этого зазора следует возможно уменьшать практически ее доводят до 0,02—0,03 мм. [c.213]

Жидкость из полости Я в полость В может поступать по трем направлениям через радиальные зазоры между вершинами зубчатых колес и внутренней расточкой корпуса, через торцовые зазоры и через места соединения. Эти обратные потоки жидкости, или утечки, приводят к уменьшению действительной производительности насоса [c.110]

Смазочная жидкость оказывает значительное влияние на герметичность и надежность торцового уплотнения. Она должна обладать свойствами, обеспечивающими минимальные силу трения, износ и утечку через уплотняющий зазор пары трения, теплоотвод из торцового уплотнения. Для обеспечения чистоты рабочей среды, стабильности технологического процесса и требований техники безопасности смазочная жидкость должна быть совместима с рабочей средой аппарата. Она должна иметь также высокую степень очистки от абразивных частиц и не содержать растворимых примесей, осаждающихся на поверхностях пар трения. Не допускается применение вредных, взрыво- и пожароопасных жидкостей. Часть этих требований обеспечивается при использовании в качестве смазочной жидкости одного из жидких компонентов рабочей среды. Но, как показывает опыт [c.43]

Необходимость компенсации торцовых зазоров в шестеренных насосах обусловлена тем, что при высоких давлениях (до 100 кг/см ) внутренние утечки, особенно через торцовые зазоры, увеличиваются настолько, что резкое снижение производительности делает их использование нецелесообразным. Уменьшить зазоры путем повышения точности изготовления не достигает цели, так как быстрый износ деталей приводит к увеличению торцовых зазоров. Поэтому разработана такая конструкция шестеренного насоса у которого торцо- [c.183]

В действительности же имеют место и торцовые утечки, что приводит к тому, что через различные сечения радиального зазора (на участке между камерами нагнетания и всасывания) протекает не постоянное количество жидкости. При этом зависимость Qy p) является более сложной. Далее будет показано (фиг. 25, 27), что утечки через радиальный зазор составляют лишь незначительную долю общего объема утечек в насосе. Поэтому усложнение расчетных зависимостей для Qy (р> с целью учета влияния торцовых утечек и местных потерь напора при переходе от малого сечения зазора к большому сечению междузубовой впадины и обратно практически нецелесообразно. [c.53]

В корпусе насоса выполнены расточки под шестерни и диски 4 и 5, которые служат опорами для цапф и уплотнениями торцовых поверхностей шестерен. Торцовые зазоры регулируются автоматически под давлением жидкости в насосе. Уменьшение утечек через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью шестерен достигается точностью изготовления насоса. Значение минимального радиального зазора определяется в основном возможной величиной зазора в подшипниках и их несоосности. [c.118]

Утечки из области, находящейся под давлением Р2, в область с давлением рх происходят через торцовые, радиальные зазоры и неплотности зацепления в области 15. В шестеренных насосах, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определяется только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников. Износ подшипников нарушает герметичность насоса. Для уменьшения утечек по торцовым зазорам часто применяют гидравлический поджим боковых дисков. Для этого в камеры 9 под диски 13 подводят жид- [c.267]

При стабильной работе торцового уплотнения утечки через него составляют 5 — 100 г/ч. Утечки происходят по валу вдоль манжеты и отводятся в сборник. При увеличении утечек и соответственно повышении давления до 0,05 МПа нижняя губка манжеты отгибается, перекрывая зазор по валу, и манжета смещается в осевом направлении. При последующем повышении давления срабатывает преобразователь давления, дающий сигнал на остановку насоса. Такая конструкция вспомогательного уплотнения работает при переменном давлении до 5 МПа. [c.440]

В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его (м /с) определяют с учетом объемного коэффициента подачи т] [c.361]

Наиболее сложной задачей является снижение величины утечки через зазор пары трения торцового герметизатора до допустимых значений. Основными причинами превышения утечки среды через зазор пары трения являются недостаточность сжимающего усилия и объемные или локальные разрушения в зоне контакта колец пары трения. Устранение этих причин в большинстве случаев позволяет обеспечить надежную работу торцового герметизатора. Поэтому рассмотрим некоторые конструктивные и технологические приемы, позволяющие устранить частично или полностью указанные причины появления недопустимой утечки среды. [c.193]

Следует иметь в виду, что по всем расчетным формулам величина утечек представляет объем утечек лишь через один торцовый зазор. [c.57]

На фиг. 27 изображены кривые, представляющие в процентах долю каждого типа утечек в общем их объеме в зависимости от величины зазора. Потери через контактный зазор являются значительными лишь в насосах сочень малыми величинами торцовых и радиальных зазоров. При обычно употребляемых зазорах 0,02—0, 03 мм доминирующими являются торцовые утечки. [c.58]

Величина утечек жидкости через торцовые и радиальные зазоры в шестеренных насосах является лишь функцией Др/1х и не зависит от присутствия в жидкости воздуха в условиях неразрывного потока. [c.72]

Вращение ведущему валу передается муфтой 4 с крестообразным вырезом. Такая конструкция допускает некоторую несоосность приводного вала 3 и вала ротора 5. Торцовые зазоры роторов 5 и 7 находятся в пределах 0,02—0,025 мм (на одну сторону). Для подшипников скольжения в этой конструкции применен алюминиевый сплав с хорошими антифрикционными свойствами. Смазка подшипников осуществляется путем подвода масла из междузубового пространства в зоне зацепления по радиальным канавкам 6. Утечки масла отводятся во всасывающую камеру через отверстия в валах роторов [c.167]

При определении действительной производительности необходимо учитывать объемные потери (утечки жидкости через торцовые и радиальные зазоры), оцениваемые объемным к.п.д. т]о = 0,8—0,9. Мощность, потребляемая шестеренными насосами, определяется по формуле, аналогичной для мощности поршневых (плунжерных) насосов. Общий к.п.д. находится в пределах 0,6—0,75. [c.29]

Таким образом, на работу вихревого насоса на газе сильно влияют торцовые зазоры, определяющие утечки газа. Для устранения утечек газа через уплотнение канала следует к центральной части рабочего колеса подводить жидкость из напорной камеры (рис. 65). Через образовавшийся гидравлический затвор газ просочиться не может. Улучшение работы насоса на газе при введении гидравлического затвора видно из сравнения характеристик, изображенных на рис. 63 и 66. Характеристика на рис. 63 получена при выключенном гидравлическом затворе, на рис. 66 — при включенном. Введение затвора уменьшает зону неустойчивой работы насоса. Это объясняется тем, что уменьшение утечек газа приводит к уменьшению толщины газового кольца и, следовательно, уменьшает объем газа, переносимого продольным вихрем в канал. [c.120]

Определим расчетный расход жидкости в канале. Пренебрегая окружным перетоком л идкости в области перемычки через зазоры торцовых уплотнений канала, получим утечки через уплотнение перемычки [c.181]

На работу вихревой тихоходной турбины сильно влияют торцовые зазоры между колесом и корпусом. Так, увеличение торцового зазора у турбины 1 с 0,17 до 0,4 мм снижает напор и мощность турбины в 2,5 раза (см. рис. 109). Это объясняется тем, что в тихоходных турбинах утечки жидкости через уплотнения перемычки и канала очень велики (см. табл. 11), а это сильно уменьшает расход Qk но каналу и, следовательно, уменьшает интенсивность продольного вихря. Следует отметить, что зазор бт 0,17 мм для турбины с диаметром колеса 130 мм чрезмерно велик. При более квалифицированном изготовлении зазор может быть уменьшен до 0,1 мм. Это приведет к уменьшению быстроходности и увеличению мощности и, по-видимому, КПД турбины. [c.185]

Для уменьшения перетекания рабочего тела во внутреннем контуре необходимо, чтобы торцовые и радиальные зазоры кольца в поршневой канавке были минимальными. Опытным путем установлено, что поршневые кольца обеспечивают надежную плотность при торцовом и радиальном зазорах кольца в канавке, равных приблизительно 0,01—0,02 мм. Для уменьшения утечки через обычный косой замок кольца следует применять двух- или трехзаходные замки. Так как при длительной работе уплотнительные кольца не только сами изнашиваются, но и разбивают кольцевые канавки на поршне, то со временем количество перетекающего рабочего тела возрастает. Кроме того, частицы, образующиеся в результате изнашивания колец и поршней, оседают в регенераторе и ухудшают его гидравлическую и тепловую характеристики, что приводит к падению мощности и экономичности двигателя. [c.97]

При малом числе оборотов происходит утечка краски через торцовые и радиальные зазоры насоса. Эта утечка создает противодавление на всасывании, что может привести к постепенному уменьшению подачи краски, а при значительной величине противодавления и к полному прекращению подачи. [c.42]

НИК 2/, 3/,. .., kf. Число отверстий в диске рабочего колеса и число отверстий в форкамере выбирают в соответствии с требующимся диапазоном частот для испытания. Геометрические размеры форкамеры должны быть такими, чтобы заключенный в ней объем воздуха не создавал резонанса на низшей собственной частоте. Для уменьшения пульсаций давления, которые могут возбуждаться рабочим колесом в форкамере, внутренние поверхности ее облицовывают звукопоглощающим материалом. Рабочий диапазон давления воздуха в форкамере Ю" —3-10 Па. Повышение давления свыше 3-10 Па нецелесообразно, так как интенсивность звука при этом увеличивается весьма незначительно. Осевой зазор между рабочим колесом и торцовой частью сопл должен быть, по возможности, минимальным (не более 0,03—0,05 мм), чтобы уменьшить потери энергии на утечку воздуха через него. В системе воздухоснабжения генератора используются обычные устройства задвижки, дроссель, ресивер. При значительных колебаниях давления воздуха в подводящей магистрали применяют автоматические устройства, поддерживающие [c.451]

Бесконтактные. В механических уплотнениях уплотняющим элементом является твердое тело. Бесконтактные механические уплотнения (группа 1) имеют зазор между уплотняемыми поверхностями, через который неизбежно утекает жидкость. Они применяются для уплотнения подвижных соединений пар вращательного и возвратно-поступательного движения, так как в них мала потеря мощности на трение и нет износа деталей, что определяет высокую надежность и долговечность. После бесконтактного уплотнения должна быть полость для отвода утечек, поэтому они часто используются в качестве первой ступени, предназначенной для понижения давления перед контактным уплотнением второй ступени. Утечки по возможности уменьшают за счет увеличения гидравлического сопротивления. Для вязких рабочих жидкостей применяют щелевые уплотнения кольцевого или торцового типа (группы 1.1 и 1.2 табл. 1). Конструкции уплотнений осуществляют в виде плавающих втулок (рис. 2, а) или плавающих колец (рис. 2, б) с возможно малым зазором между уплотняемыми поверхностями. Плавающая втулка 3 применяется при малом биении и перекосе вала 1 относительно корпуса 2. Втулка может само-устанавливаться по торцу корпуса под действием пружины 4 и давления Рс в полости и совершать вместе с валом радиальные перемещения. Уплотнение с несколькими плавающими кольцами (рис. 2, б) допускает более значительные перекосы вала и более высокие перепады давления. Торцовые щелевые уплотнения [c.11]

В пластинчатом йасосе двукратного действия (рис. 72) для уменьигения утечек через торцовые зазоры торцовые плоскости ротора уплотняются специальными дисками 1 и 2. [c.115]

Утечки из области, находящейся иод давление.м и область с давлением /)] происходят через торцовые зазоры 1, радиальные зазоры И и пеплотпостм зацепления и об. гасти 6. В шестеренных ] идромашнпах, в отлкчпе от пластинчатых, радиальные зазоры [c.345]

Из диаграммы видно, что в связи с малым зазором (0,0 2—0,03 мл) между лопастью 1 и пазом ротора 2 доля утечек д4малап( сравнению с утечками 3, происходящими из канавки под лопаткши в зо1 у всасывания через торцовый зазор между ротором и диска 1и. Сумма э-ная доля утечек составляет не менее 54.4%. Утески черзз [c.58]

Объемные потери вызваны тем, что не вся вода, подводимая к гидромашине, проходит через рабочее колесо. Часть воды протекает мимо колеса у центробежных насосов и радиальноосевых турбин — через уплотнения у ободов, у осевых насосов и поворотнолопастных турбин — через торцовые зазоры у камеры и втулки рабочего колеса. Эти утечки AQ приводят к уменьшению полезного расхода машины Q. Величина объемного к. п. д. определяется из соотношения [c.10]

Основным каналом утечек в насосе с некомпенсированным торцовым зазором является утечка через этбт зазор, которая составляет около 75—80% всех утечек в насосе. [c.228]

Утечки рабочей жидкости через торцовые зазоры во много раз превышают радиальные. При осевом предельном смещении роторов они в 8 раз больше утечек при снмметрично.м расположении зазоров, так как их величина возрастает пропорционально кубу зазора. Отсюда стремление — сократить до предела торцовые зазоры. Однако при значительном их ултеньшении появляется опасность заклинивания роторов. Практически минимальные торцовые зазоры шестеренного насоса обеспечивают за счет гидравлической компенсации. Она заключается в поджиме торцовых втулок к ротора.м давление.м рабочей жидкости, подводимой из напорной гидролинии, и осуществляется непосредственным поджатием втулок по центру или периферии, дифференциальным поджимом с учетом противодавления во впадинах зубьев роторов и следящим поджимом уплотняющих втулок. [c.135]

В работе [28 ] Снек рассматривает случай волнистых и эксцентричных контактирующих поверхностей (без перекоса) и приводит формулы для расчета полной утечки через торцовый герметизатор. В случае ламинарного режима течения жидкости в зазоре [c.190]

Исследованиями установлено [16], [39], что основной долей объемных потерь в шестеренных насосах являются утечки жидкости через торцовые зазоры. В связи с этим нет необходимости чрезмерно ограничивать величину радиального зазора, а рекомендации в отношении его величины, изложенные в литературе прошлых лет [2], [9], [29], следует считать устаревшими. Изучение новых конструкций шестеренных насосов (иностранных и отечественных) показывает, что величины радиальных зазоров для iia o oB с рабочим давлением до 140 кПсм не принимаются меньшими, чем бр > 0,0015D . [c.124]

Заметим, что в шестеренчатом насосе перетекание жидкости (утечки) происходит также и через зазоры между торнами щестерен и корпусом (через торцовые зазоры)- [c.193]

Для многоступенчатых вихревых и для центробежно-вихревых насосов рассмотренная схема уравновешивающего устройства неприемлема вследствие того, что при симметричном относительно корпуса положении колеса потоки утечек через щелевые зазоры по обеим сторонам колеса у этих насосов неодинаковы из-за наличия межступенчатых утечек. Соответствующим подбором сечений отверстий, соединяющих пазухи с областью нагнетания, можно добиться уравновещивания осевой силы в среднем относительно корпуса положении колеса, однако это достигается лишь при строго определенных торцовых зазорах и радиальном зазоре в межступенчатом уплотнении. При отклонении же торцовых зазоров от расчетных, что может быть выз- [c.163]

Если рабочее колесо вихревого насоса не закрепить жестко на валу в осевом направлении, то под действием осевой силы колесо прижмется к корпусу, что приведет к быстрому износу насоса. Для уменьшения износа можно осевую силу, действующую на колесо, передать на подшипники. Для этого рабочее колесо должно быть жестко закреплено ка валу. Однако при этом сложнее выверить торцовые зазоры между колесом и корпусом, составляющие всего 0,05—0,2 мм. Кроме того, необходимо устранить осевой зазор в шарикоподшипнике, применив предварительный натяг. Предложен гидравлический способ уравновешивания осевой силы, обеспечивающий автоматическую установку рабочего колеса в среднем между стенками корпуса положении. Способ основан на использовании явления возрастания приблизительно по линейному закону давления жидкости в канале насоса по мере удаления от всасызг тощего окна к напорному. Соседние пазухи а одноступенчатого насоса (рнс. 94), расположенные у ступипы колеса с обеих сторон, с областью высокого давления пазами или отверстиями б. Тогда жидкость будет входить в пазуху через паз и через часть торцового зазора, примыкающую к области высокого давления, и выходить из пазухи через часть торцового зазора, примыкающую к области низкого давления канала (на рис. 94 направление потока утечек показано стрелками). Давление в пазухе зависит от соотношения гидравлических сопротивлений входных и выходных каналов и, следовательно, от соотношения площадей их сечений. При уменьшении торцового зазора сопротивление входных каналов увеличивается меньше, чем сопротивление выходных, так как сопротивление паза остается неизменным, и давление в пазухе возрастает. Поэтому при смещении колеса, [c.160]

Уравновешивание сил давлений, действующих на кольцо. На фиг. 4 дан продольный разрез частично разгруженного трехкольцевого уплотнения. Из-за малости редких радиальных перемещений уплотнения относительно корпуса износ торцовой поверхности невелик. Следовательно, глубину А радиальной канавки можно назначить с соблюдением лишь одного условия все утечки, прошедшие через уплотнительный торец С, должны иметь возможность вытечь по канавке. Размер В (зазор между валом и корпусом) выбирается исходя из максимальной величины эксцентрицитета и биения. Высота уплотнительного торца С должна быть равна 2S + D плюс допуск на радиальный износ. Размеры С и уплотнительного пояска определяются после выбора размеров Л, В и D. [c.118]

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]

Основными уплотняющими элементами торцового уплотнения являют-, ся жесткие кольца, из которых одно неподвижно (/), а другое (2) вращается вместе с валом (рис. 1). Кольца постоянно сжаты и образуют плоскую пару трения. Сжатие уплотняющих поверхностей колец обеспечивается пружинами, сильфонами, избыточным давлением смазочной жидкости (рис. 1, а-в). Сжатию рабочих поверхностей противодействует рабочее давление уплотняемой среды р. Для предотвращения утечки уплотняемой среды через зазор пары трения необходимо, чтобы сжимающее усилие было больше раскрывающих зазор сил, обусловленных рабочим давлением р. Отношение сжимающего усилия к номинальной площади контакта называется контактным давлением р . Герметичность при контакте плоских уплотняющих поверхностей достигается в случае, если зазор между ними меньше определенной, весьма малой величины, соизмеримой с размерами молекул рабочей среды. Неровности, оставшиеся на уплотняющих поверхностях после их обработки, образуют сеть микрокапилляров, через которые происходит )аечка уплотняемой среды. В неподвижных уплотнениях [c.3]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...