Конструкции ТНА (1049409), страница 8
Текст из файла (страница 8)
уменьшив жесткость, уменьшить ез„р и сделать пз «жесткого» вала «гнбкчй» т.е. отдалить рабочую частоту от еэ„р. где Ср — жесткость рессоры под подшипником. Переменные радиальные и осевые силы, действуюнтие на ротор, затрудняют доводку ТНА, например кавитационный срыв неодинаков для кажло.о межлопаточного канала. В газовой турбине на спинках лопаток так же возникает отрыв потока. Гидротинамические уплотнения из-за эксцентриситетз ротора могут генерировать силы, которые приведуг к потере устойчивости ро! ора. Для безопасного прохождения ротором резонансной частоты при раскрутке применяются опоры. где подшипник связан с корпусом через упругие кольца или пластины, между которыми имеется тонкий слой жидкости, который при колебаниях перетекает через перфорированные кольца и вновь заполняе~ зазоры, создавая демпфирующий эффект.
Упругие кольца уменьшают жесткость ротора с полшипниками, что снижав~ еэ„р и резонансная частота проходится в самом начале раскрутки, когда центробежные силы невелики. 9. Гидростатические и гидродииамические подшипники На рис. 46 показаны схемы подшипников с пздростатической и гидродинамической смазкой. Рис.46. Подшипники скольжения: а — гидростатнчгскнй; б — гидродинамический (жидкого трения); 1 — цапфа вала: 2 — вкладыш В гидродиначическом подшипнике ваэ под действием нагрузки Ъ смещается в радиальном зазоре 6 (004...0.! чч! к корпусу на величин) эксцентриситета е.
образуя гндродинамический смазочный клин, в который вязкая жидкость чапзетается прн вращении вала, создавая эпюру давления с результирующей лодьезшоп силой, равной 5У. Г ) величеннем эксцерприснтетэ растет несущая способность подшипника ру'Е*П, )где 1, П вЂ” размеры подшипника), которая опеинвается чис:юм Зочмерфельда д = —. где ц !.»л«я « вязкость. и — окружная скорость. При увеличении '5У и относительного эксцентриситета 4=«5 до 0.9 число д достигает )6,4 при !.!П = !. Г 56 167 1 дальнейшим увеличением % поверхности начинают вступагь в контакт, начинается «граничное трение», переходящее в «сухое».
Воспринимаемая нагрузка тем больше, чем больше вязкость компонента, меньше зазор, больше окружная скорость. В гидростатическом подшипнике несущая способность не зависит от частоты вращения вала, и перед запуском ротор взвешивается при подаче в подшипник жидкости (или газа) под давлением Р,„через отверстия в карманы (или подушки), в которых создается давление Р„, далее жидкость через кольцевые зазоры вытекает в полость выхода с давлением Р„,, Под нагрузкой % вад смещается вниз и зазоры верхней части становятся больше, чем в нижней. Давление в верхних карманах Р,, при наличии жиклеров подачи в каждый карман, резко падает, а в нижних резко возрастаег, что создает польемную силу. Зазоры между валом и вкладышем 0,04...0,0б мм, причем жиклеры и зазоры выбраны в оптимальном соотношении.
Если площадь радиального зазора очень велика, то Р„мало и близко к Р„„,„, Если б мало, то Р„ в карманах будет всегда высокое, близкое к Р,„и при перемещении вала в радназьно55 направлении перепал давления (Р, - Р„„„) между верхней частью и нижней будет изменяться мало„что приведет к уменьшению несущей способности. С увеличением с несущая способность возрастает н оценивается и' коэффициентом с„= . При в = 0,9 и опти»5азьно55 соотношении Е х 25(Є— Р„) площади х иклеров и зазора величина с достигает значений О.''. 1О.
Конструкции соединений элементов ТНА Соединение валов насосов между собой и передача кру5яп)его момента обсспечлвается элементами, показанными на рис. 47. С помощью рессор, муфт, фасонных цапф обеспечивается сборка ТНА, работоспособность при различных температурных деформациях, нш5ичии осевых сил и изгибающих моментов, Рессорь5 обе вают упругое соединение соосных валов и демпфирование крутильных колебаний 5х коле ани .
Для малых мощностей применяют шаровые или фигурные цапфы. Рис 47 Соединения вазов ТНА а рессорои. о м5фго 5. вл фасонными цапфами, 1 вал, 2 рессора, 3 цапфа вала; 4 — пружина. 5 — сухарь; б — цапфа ротора; 7 — втулка; 8 — винт рог)зировочный: 9 — муфта; )Π— кольцо за с з Рис. 48. Соединение корпусов через шпонки: 1- корпус насоса; 2 — шпилька; 3 — шпонки, 4 — корпус турбины; 5 — шайба; 6 — гайка На рис. 48 показано соединение корпусов через шпонки, которые допускают радиальное смешение корпусов при температурных деформациях. На рис. 49 показаны соединения турбины с валом. Для передачи крутящего момента пригиеняются штифтовое, болтовое, шлицевое соединения и сварка.
Рнс. 49. Типы соединений диска турбины с валокп а — штифтовое; б — призонными болтами; в — флаицевос: г — шлицевое; д,е— сваркой; 1 — писк; 2 — штифт; 3 — ваз; 4 — болт; 5 — гайка: б — шайба стопориая; 7- винт Часто вал выполняют запело с диском, используя замковое соединение или сварку. Для высокооборотных ТНА лопатки осевой турбины выполняются литьем вместе с диском и последующим шлифованием или зле обработкой профилей.
11. Автоматические разгрузочные устройства Для компенсации осевых сил на всех режимах работы ТНА в конструкцию вводят автомат разгрузки. Схема ротора центробежного насоса с автоматом разгрузки приведена на рис. 50. Устройство включает диск, закрепленный на валу и имеющий осевой зазор Ь с корпусом на периферии, где выполнен уступ.
Щель высотой 1т, разлеляет две полости. В первой иа меньшем радиусе имеется высокое давление Рь а во второй - постоянное пониженное давление Р . Чтобы автомат разгрузки мог раоотать оба подшипника установлены в корпусе свободными при перемещении в осевом направлении. Рис. 50. Схеиа центробежного насоса с автоматом разгрузки и центробежное колесо, 2- автомат разгрузки Жидкость высокого давления из насоса поступает в полость автомата разгрузки через жиклер постоянного сечения в виде радиальной шглп высотой Ь, между ваши и корпзсом на минимальном радиусе, равном радиусу вала. Если по действиеч осевой силы вал переместится влево, то зазор Ьс 60 ы насоса.
52) уменьшится и площадь дросселя переменной площади уменьшится. Давление в междроссельной камере ( меясду пз и Ь,) возрастет и этим давлением будет уравновешена осевая сила. Работа автомата разгрузки требует перетекания жидкости из полости выхода на вход в насос, что снижает объемный КПД На рис. 51 показаны устройства с повышенным сопротивлением в зазоре пз за счет установки лабиринтного уплотнения. Однако это приводит к увеличению потерь трения и снижению механического КПД ТНА.
Рис. 51. Варианты проточной части антона~а разгрузки Чтобы уменьшить опасность задиров при прогибах вала целесообразна замена плоских торцевых поверхностей на сферические с радиусом сферы, исходящим от ближайшего подшипника, где прогиб вала равен нулю (см рис. Рис. 52. Автомат разгрузки со сферической поверхностью Рис. 53. Характеристики автомата разгрузки При констрэировании разгрузочного устройства важно добиться максимальной чувствительности к изменению осевой силы для избежания механического контакта.
Удовлетворить это требование можно при наличии крутой характеристики силы Г = Р(Ьз ) (рис. 53), когда даже малые изменения зазора пз приводят к появлению значительной восстанавливающей силы. В газотурбинных установках и турбодетандерах для восприятия осевой силы применяются упорные гилродинамические подшипники (подпятники или гидропята). Онп не требуют расхода жидкости и работают в ней, как радиальный гидродинамический подшипник, но смазочный клин образуется не за счет эксцентриситета, а создается искуственно выполнением на упорном диске клиновилиых канавок, в которые при вращении в окружном направлении нагнетается смазка, давление в клине повышается и возникает восстанавлнваюгцая сила, Находят применение торцевые пористые вставки, обеспечивающие подачу через них жидко.ти высокого давления в гидропяту.
При газовой смазке применяются также лепестковые осевые подшипники, обладающие демпфирующимп свойствами из-за упругости лепестковых элементов и низкой чувствительностью к перекосам ротора. .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
