Что такое думис в турбине

Принцип действия думмиса и определение диаметра разгрузочного поршня

Выше было установлена, что суммарная осевая сила, действующая на ротор, турбины, складывается из силы , действующей на рабочие лопатки, и силы , определяемой давлением пара на торцевые поверхности ротора. Принцип действия разгрузочного поршня (думмиса) заключается в следующем. Необходимо так сконструировать ротор турбины, чтобы сила была направлена в противоположную сторону силе и полностью или частично уравновешивала ее. С принципом действия думмиса познакомимся на конкретном примере. На рис.103 показана принципиальная схема активно-реактивной турбины с думмисом. Думмис представляет собой участок барабана ротора 1 (диаметр думмиса D_п может быть больше, как на схеме рис.103, меньше или равен диаметру барабана D_б), на котором размещены лабиринтовые 2 уплотнения. Полость за думмисом специальными трубами 3 соединена с полостью за последней ступенью турбины и потому в ней поддерживается давление Р_z.

Сила , рассчитываемая обычным образом, направлена слева направо. Теперь подсчитаем силу . Заметим, что первая ступень турбины активная, поэтому давление по обе стороны диска равна Р₁ и силы давлений на кольцевую поверхность площадью уравновешивают друг друга. Наличие уплотнений думмиса обеспечивает равенство давлений по обеим сторонам ротора, поэтому силы давлений на кольцевую поверхность площадью также уравновешивают друг друга.

Остается кольцевая поверхность, площадью ; слева на эту поверхность действует давление Р_z, а справа – Р₁. Таким образом, сила направлена справа налево, а величина этой силы составляет:

Степень разгрузки осевой силы зависит от диаметра думмиса. Для полной разгрузки необходимо условие:

Подставляя значение в (4.6.9), получим:

Откуда найдем диаметр думмиса D_п, необходимый для полной разгрузки осевой силы: (4.6.11)

В практике не всегда стремятся полностью разгрузить осевую силу и потому диаметр разгрузочного поршня может быть меньше, чем величина D_п, определяемая формулой (4.6.11). Полная разгрузка осевой силы не всегда выгодна по следующим причинам. Во-первых, при этом растет диаметр поршня D_п, а, следовательно, и габариты всей турбины. Во-вторых, при увеличении диаметра поршня D_п растут протечки пара через уплотнения думмиса и уменьшается количество пара, совершающего полезную работу.

С целью частично использовать энергию пара, просочившегося через уплотнения думмиса, иногда этот пар направляют не за последнюю ступень, а в несколько последних ступеней. При этом, естественно, эффективность разгрузки осевой силы снижается, т.к. возрастает давление за думмисом.

Таким образом, имея схему проточной части турбины и распределение давлений по ступеням, можно решить две задачи:

— по заданному диаметру поршня D_п определить суммарную осевую силу, действующую на ротор турбины;

— задавшись допустимым значением осевой силы Р_а, определить необходимый диаметр разгрузочного поршня.

Принцип действия думмиса и определение диаметра разгрузочного поршня

Выше было установлена, что суммарная осевая сила, действующая на ротор, турбины, складывается из силы , действующей на рабочие лопатки, и силы , определяемой давлением пара на торцевые поверхности ротора. Принцип действия разгрузочного поршня (думмиса) заключается в следующем. Необходимо так сконструировать ротор турбины, чтобы сила была направлена в противоположную сторону силе и полностью или частично уравновешивала ее. С принципом действия думмиса познакомимся на конкретном примере. На рис.103 показана принципиальная схема активно-реактивной турбины с думмисом. Думмис представляет собой участок барабана ротора 1 (диаметр думмиса D_п может быть больше, как на схеме рис.103, меньше или равен диаметру барабана D_б), на котором размещены лабиринтовые 2 уплотнения. Полость за думмисом специальными трубами 3 соединена с полостью за последней ступенью турбины и потому в ней поддерживается давление Р_z.

Сила , рассчитываемая обычным образом, направлена слева направо. Теперь подсчитаем силу . Заметим, что первая ступень турбины активная, поэтому давление по обе стороны диска равна Р₁ и силы давлений на кольцевую поверхность площадью уравновешивают друг друга. Наличие уплотнений думмиса обеспечивает равенство давлений по обеим сторонам ротора, поэтому силы давлений на кольцевую поверхность площадью также уравновешивают друг друга.

Остается кольцевая поверхность, площадью ; слева на эту поверхность действует давление Р_z, а справа – Р₁. Таким образом, сила направлена справа налево, а величина этой силы составляет:

Степень разгрузки осевой силы зависит от диаметра думмиса. Для полной разгрузки необходимо условие:

Подставляя значение в (4.6.9), получим:

Откуда найдем диаметр думмиса D_п, необходимый для полной разгрузки осевой силы: (4.6.11)

В практике не всегда стремятся полностью разгрузить осевую силу и потому диаметр разгрузочного поршня может быть меньше, чем величина D_п, определяемая формулой (4.6.11). Полная разгрузка осевой силы не всегда выгодна по следующим причинам. Во-первых, при этом растет диаметр поршня D_п, а, следовательно, и габариты всей турбины. Во-вторых, при увеличении диаметра поршня D_п растут протечки пара через уплотнения думмиса и уменьшается количество пара, совершающего полезную работу.

С целью частично использовать энергию пара, просочившегося через уплотнения думмиса, иногда этот пар направляют не за последнюю ступень, а в несколько последних ступеней. При этом, естественно, эффективность разгрузки осевой силы снижается, т.к. возрастает давление за думмисом.

Таким образом, имея схему проточной части турбины и распределение давлений по ступеням, можно решить две задачи:

— по заданному диаметру поршня D_п определить суммарную осевую силу, действующую на ротор турбины;

— задавшись допустимым значением осевой силы Р_а, определить необходимый диаметр разгрузочного поршня.

Что такое думис в турбине

Главное меню

Судовые двигатели

Главная Судовые паровые турбины Концевые части турбины Разгрузочные устройства турбин

В многоступенчатых паровых турбинах, помимо тангенциаль­ных усилий, действующих на лопатки и создающих полезный вра­щающий момент, на ротор передаются усилия, параллельные оси нала, которые чаще всего стремятся сдвинуть ротор по направле­нию потока пара. Вследствие больших поверхностей дисков даже незначительные разности давлений приводят к большим осевым усилиям, увеличивающим нагрузку на упорный подшипник. Чтобы уменьшить усилия, передаваемые на упорный подшипник, стре­мятся уравновесить усилия, действующие в осевом направлении на ротор турбины. Это может быть достигнуто за счет разгрузочных отверстий в дисках и увеличения диаметра переднего концевого уплотнения турбины. Разгрузочные отверстия уменьшают раз­ность давлений, а увеличенный диаметр уплотнений создает урав­новешивающее усилие направленное навстречу потоку пара и уменьшающее нагрузку на упорный подшипник (рис. 33).

Проме­жуточная полость 2 соединяется с конденсатором или с промежу­точной ступенью, давление в которой невелико. Между камерой 4 первой ступени и концевым уплотнением 1 включен барабан 3 , уравновешивающий действующие на ротор турбины осевые усилия. Суммарное осевое усилие, испытываемое ротором реактив­ной турбины вследствие статической разности давлений пара по обе стороны ряда рабочих лопаток, не может быть полностью вос­принято упорным подшипником. Для уравновешивания этого осе­вого усилия устанавливают разгрузочный поршень большого диа­метра— думмис .

Лабиринтные уплотнения думмиса бывают осевого, радиаль­ного и радиально-осевого типа; соответственно думмисы называ­ются осевыми, радиальными и радиально-осевыми. В настоящее время применяют главным образом радиальные думмисы, у кото­рых допускаются меньшие зазоры в уплотнениях, так как продоль­ные расширения ротора и корпуса не оказывают влияния на ра­диальные зазоры.

Реактивные турбины большой мощности с целью уменьшения длины лопаток последних ступеней часто выполняют двухпроточными. В этих турбинах осевые силы уравновешиваются противопо­ложным ходом пара в протоках и необходимость в установке думмиса отпадает.

Основные элементы центробежных компрессоров

К числу основных элементов центробежных компрессорных машин, как и любых лопаточных проточных машин, относятся ротор, корпус, уплотнения, опоры.

Ротор включает вал, на котором закреплены рабочие колеса, разгрузочный барабан, полумуфту, втулки уплотнений и другие детали.

Рабочие колеса

Тип конструкции рабочего колеса центробежного компрессора определяется напряжениями, которые зависят от скорости вращения колеса.

Большинство колес (рисунок 1) состоит из основного 3 и покрывного диска 1, а также лопаток 2. Лопатки могут выполняться загнутыми назад по направлению вращения колеса или радиальными.

Колеса выполняют цельноковаными при окружных скоростях 200…300 м/с. При меньших скоростях применяют комбинированные колеса, у которых основной диск – цельнокованый, а покрывающий – штампованный с усиленной ступицей. В некоторых случаях колеса имеют два составных диска. Такие колеса используются при скоростях менее 150 м/с.

Рисунок 1 — Рабочие колеса центробежных насосов а – закрытого типа; б – полуоткрытого типа; и – способы клепки лопастей; г – общий вид закрытого колеса с пространственными лопастями

На рисунке 2 приведены различные типы конструкций лопа­ток. Для колес со значительной шириной применяют U-образные заклепки, а для колес с малой шириной — Z-образные. Вы­бор того или другого типа заклепок обусловлен технологично­стью изготовления.

Рисунок 2 — Конструкции лопаток и спо­собы их крепления:

а и б — соединения штампованных лопа­ток с дисками; в — рабочая лопатка с фрезерованными заклепками; г — соедине­ние дисков заклепками, проходящими че­рез отверстия в лопатке; д — сварное ра­бочее колесо; 1 — диск рабочего колеса; 2 — заклепка; 3 — втулка

Для высокооборотных колес в целях снижения гидравличе­ского сопротивления применяют лопатки с заклепками, выфрезерованными на их торцах. При сборке заклепки можно раскле­пать. Получили распространение также колеса с лопатками, соединенными с дисками сваркой. В этих случаях можно использовать лопатки сложных профилей. Следует отметить, что у сварных колес лопатки занимают большую часть длины кана­ла между дисками, чем у клепаных.

При высоких скоростях (более 300 м/с) применяют колеса без покрывающих дисков.

Посадку рабочих колес на вал производят с натягом. При максимальной частоте вращения в условиях упругих деформа­ций ступицы основного диска необходимо обеспечивать гаран­тированный натяг.

От проворачивания колесо фиксируется штифтом или шпон­кой Штифт предохраняется от выпадания при вращении пробкой, которая вворачивается в ступицу основного диска. Обычно каждое колесо фиксируют четырьмя штифтами.

Лопатки рабочего колеса имеют сложную форму. Для создания оптимальных условий протекания газа они имеют на входе в колесо каплевидный профиль или закругление, а на выходе — клинообразный. Число лопаток обычно составляет 18—30, они уменьшают проходное сечение рабочего колеса.

Лопатки рабочих колес стационарных нагнетателей и компрессоров имеют угол наклона β_2л=35…55 0 . В последнее время для начальных ступеней компрессора применяют также рабочие с β_2л=55…90 0 (колеса авиационного типа)

Для изготовления колес используются хромо-никелевые, хромо-никельмолибденовые и другие легированные стали, сплавы титана.

Вал имеет размер, определяемый прочностью и критической частотой вращения Коэффициент запаса прочности материала должен быть не менее двух.

Вал компрессоры выполняют со ступенчатым изменением диаметра. Максимальные значения диаметров вала под рабочими колесами определяются расчетом критической частоты вращения. Рабочие частоты вращения должны отличаться от критических не менее чем на 20%. Если рабочая частота вращения лежит ниже первой критической, вал называется жестким, если п_ном лежит между первой и второй критической частотой – гибким.

Как правило, вал изготавливают из высококачественных поковок легированной стали.

Разгрузочный поршень (барабан).

При одностороннем расположении линии всасывания из-за разности давлений на рабочее колесо компрессора со стороны всасывания и нагнетания возникает осевое усилие, действующее на ротор в направлении, противо­положном движению потока газа при всасывании. Это усилие может вызвать смещение ротора, что приведет к задеванию его торцовых поверхностей о корпус.

Для уменьшения осевого усилия на валу ротора за рабочим колесом 2 с напорной стороны устанавливают разгрузочный поршень (рис. 5). Обозначим давление в колесе со стороны всасывания через р₁, а со стороны нагнетания — через р₂. Осевое усилие, действующее на колесо, обозначим через R_i Считаем, что p₁ < p₂, а также, что р_н<р₂ (р_н — наружное давление).

действовать результи­рующая сила, равная R_i — R_n.

Разгрузочный пор­шень уравновешивает около 75% осевого уси­лия. Для уравновеши­вания остаточного уси­лия вал компрессора устанавливают в радиально-упорных под­шипниках.

Разгрузочный пор­шень для снижения утечек снабжен лабиринтным уплотнением с большим числом гребней (до 40). Уравновешивание осевой силы осуществляют также за счет конструкции компрессора (часть колес имеет всасывание с одной стороны, а часть колес — с дру­гой).

Уменьшение осевой силы можно осуществить конструктивным исполнением рабочего колеса. В частности, выполнить со стороны заднего диска щелевое уплотнение, уменьшающее суммарное давление на задний диск.

Рисунок 3- Разгрузочный поршень (думмис)

Уплотнения.

Уплотнения в центробежном компрессоры используют для изоляции внутреннего пространства от атмосферы (внешние уплотнения) и разделения отдельных участков с различным давлением внутри компрессора (внутренние уплотнения).

Внутренние уплотнения обычно выполняют лабиринтными. Они состоят из гребней, которые разделяют зазор между вра­щающейся и неподвижной деталями, на ряд последовательно расположенных камер. Из области более высокого давления через зазор над гребнем протекает газ. При этом происходит его расширение с падением давления и температуры (адиабат­ное расширение). В пространстве между гребнями скорость газа практически полностью гасится, а температура повышается до первоначальной. Такой процесс повторяется в каждой после­дующей камере, поэтому давление газа становится все меньше и меньше. Чем меньше зазор между гребнем уплотнения и чем меньше угол кромки гребня, тем незначительнее утечки через лабиринтное уплотнение (рисунок 4). Общие потери газа через лабиринтные уплотнения составляют 2—6% массы всасываемого газа и зависят от конструкции и размеров машины.

В зависимости от формы уплотнения подразделяют на глад­кие (рисунок 4, г) и ступенчатые (рисунок 4, а—в). Гладкие уплот­нения просты в изготовлении и эксплуатации, но утечки через них в 1,5—1,8 раза выше, чем через ступенчатые.

Рисунок 4 – Лабиринтные уплотнения

Лабиринтные уплотнения устанавливают также в местах выхода вала из корпуса компрессора.

Если утечка сжимаемого газа недопустима, применяют следующие средства герметизации:

1) В месте выхода вала постоянно поддерживают давление ниже атмосферного, поэтому через лабиринтное уплотнение в машину извне проникает небольшое количество воздуха;

2) В месте выхода вала давление поддерживают немного выше атмосферного, но ниже чем в машине, для чего на валу устанавливают простейший вентилятор1 (рисунок 5 а). В пространстве а воздух из окружающей среды смешивается с газом, и образующаяся смесь удаляется через отверстие б

3) Для уплотнения вала нагнетателя природного газа обеспечивают подачу масла в опорный подшипник. При этом давление масла поддерживается с помощью регулятора несколько большим, чем давление газа в нагнетателе.

4) Применяют торцовые уплотнения, при необходимости герметизируемые циркулирующим маслом (рисунок 5 б)

Рисунок 5 – Уплотнения вала в компрессорах

Основные к требования внешним уплотнениям:

— не допускать выхода сжимаемой среды наружу

— обусловливать минимальные утечки сжимаемого и запирающего газа (жидкости);

— обеспечивать долговечность работы не ниже долговечности основных деталей машины;

— быть удобными в изготовлении, сборке и эксплуатации.

Корпус.

Конструктивное исполнение корпуса определяется числом ступеней, внутренним давлением, массой внутренних частей и др.

Элементы корпуса – подводы газа, направляющие аппараты и отводы – могут иметь различные пространственные формы. Подвод газа может быть осевым, боковым и двухсторонним, без и с направляющим лопаточным аппаратом. Отвод спиральным, лопаточным, составным.

По разъему корпус может выполняться с осевым, торцевым разъемом, а также с двойным корпусом.

Подводящее устройство

Основное назначение подводя­щих устройств к первой ступени компрессора — организация подво­да газа к рабочему колесу с минимальными потерями, определенным направлением потока с равномер­ным распределением скоростей на входе в рабочее колесо. Для этого применяют специальную форму под­вода; иногда перед рабочим коле­сом устанавливают поворотные статорные лопатки. Скорость в подво­де не должна превышать 30— 35 м/с.

Наиболее простым подводящим устройством, широко используемым в одноступенчатых центробежных и многоступенчатых осевых компрессорах является подвод в виде па­трубка, направленного по оси рото­ра (осевой подвод — рисунок 1 пози­ции 1 и 7). Для уменьшения потерь входная часть патрубка может быть закруглена; для обеспечения равно­мерности распределения скоростей патрубки иногда выполняются конфузорными с углом 10 — 15°.

Наряду с осевыми подводами применяются разные типы боковых подводов (рисунок 6).

Простейшими разновидностями боковых подводов являются угловое (0< δ ≤90°) колено (рис.6, а) и колено с направляющими лопат­ками (рис.6, б). Коэффициент по­терь первого типу подвода в общем виде является функцией ξ_под = ƒ(d/R, δ), второго — функцией ξ_п = ƒ(t/l).

Рисунок 6. — Боковые подводы компрессоров:

а – угловое колено; б – колено с направляющими лопатками; в – кольцевой подвод; г – двухзаходный полуспиральный подвод

Кольцевой подвод (рис. 6, в) представляет собой кольцевую камеру, сопрягающуюся с входным патрубком. Кольцевой подвод не обеспечивает хорошей равномерно­сти распределения скоростей на входе в рабочее колесо. Газ посту­пает в рабочее колесо в радиаль­ном направлении (с_1u ≈ 0). Для уменьшения неравномерности рас­пределения скоростей в подводя­щей камере может быть выполнено разделяющее ребро.

Рисунок 7 – Входной направляющий аппарат

Полуспиральный подвод (рис. 6, г) обеспечивает более равномерное распределение скоростей. Часть газа из входного патрубка подво­дится непосредственно к рабочему колесу. Другая часть движется по камере, стенка которой Оа очерче­на по спирали. В двухзаходном по­луспиральном подводе угол охвата спирали составляет 90°. Применяют­ся и однозаходные полуспиральные подводы с углом охвата 180°.

Полуспиральные подводы соз­дают закрутку газа перед входом в рабочее колесо (c_1u ≠0) по направ­лению вращения ротора. Для обеспечения более равномерного рас­пределения скоростей площадь живого сечения а-а подвода выпол­няется примерно на 50 % больше площади проходного сечения па­трубка. Для обеспечения требуемо­го направления потока в проточной полости кольцевого и полуспираль­ного подводов также могут выпол­няться неподвижные направляющие лопатки.

Потери в подводах можно оценить выражением

Приближенно значение коэффициентов потерь можно принять равными

В некоторых конструкциях лопастных компрессоров за подводящим устройством для обеспечения требуемой закрутки потока на входе в рабочее колесо устанавливается входной направляющий аппарат. Одна из конструкций такого аппарата показана на рис. 7. Конструктивно входной направляющий аппарат представляет собой обойму 1, в которой установлены поворотные лопатки 4. Поворот лопаток осуществляется через шестерни 2 от зубчатого венца 3.

Рисунок 8 – Типы отводов центробежных компрессоров: а – спиральный отвод; б – многоканальный спиральный отвод; в – безлопаточный кольцевой диффузор; г – лопаточный диффузор

Отводящие устройства

Отводящее устройство лопаст­ного компрессора предназначено для:

1) обеспечения осесимметричного потока за рабочим колесом и отво­да газа от него;

2) гашения момента скорости сиг за колесом;

3) преобразования кинетической энергии потока газа в энергию давления.

В одноступенчатых компрессо­рах наибольшее распространение получили спиральные отводы (СО), в многоступенчатых — лопаточные отводы (ЛО) и составные отводы (ЛО + КД или ЛО + СО). В зави­симости от аэродинамических качеств и конструктивного исполнения ступени тот или иной тип отвода имеет свои преимущества и недо­статки.

Схемы наиболее распространен­ных типов отводящих устройств центробежных компрессоров приве­дены на рис. 8.

Спиральный отвод (рис. 8, а) представляет собой канал с возрастающей площадью живого сечения в направлении вращения рабочего колеса.

На участке спирали а-б проис­ходит отвод потока от рабочего ко­леса, на участке б-в – преобразование кинетической энергии потока в энергию давления. Форма ради­альных сечений спирали в плоско­сти, содержащей ось машины, ча­ще всего выполняется в виде круга; встречаются также трапециевидные и прямоугольные формы. Для уменьшения влияния радиаль­ных сил на подшипники компрессо­ра применяют многоканальные спи­ральные отводы (рис. 8,б). Такие отводы применяются обычно для концевых ступеней компрессоров.

Другим типом отвода служит безлопаточный кольцевой диффу­зор. На рис. 8, в показан отвод, со­стоящий из двух элементов: кольцевого диффузора с плоскими стен­ками (a-б’) и кольцевой камеры круглого сечения, сопрягающейся с нагнетательным патрубком.

Площадь цилиндрических сече­ний диффузора увеличивается по радиусу, вызывая тем самым замед­ление потока и преобразование кинетической энергии в энергию дав­ления. Кольцевая камера служит для отвода потока от диффузора. Дополнительное преобразование ки­нетической энергии в энергию дав­ления может осуществляться так­же в диффузорном нагнетательном патрубке (участок б-в), который обычно в таких отводах выполняет­ся коротким с малым углом рас­крытия.

Распространенным, особенно в многоступенчатых компрессорах, типом отвода является лопаточный диффузор (рис. 8, г), который представляет собой круговую ре­шетку профилированных лопаток, расположенную за рабочим коле­сом. Две соседние лопатки обра­зуют межлопаточный канал отвода, состоящий из спирального участка (а-б) и диффузора (б-в). Таким об­разом, лопаточный диффузор мож­но рассматривать как многоканаль­ный спиральный отвод. Лопаточный отвод обеспечивает уравновешива­ние радиальных газодинамических сил, действующих на ротор ком­прессора. Лопатки диффузора мо­гут быть неподвижными и поворот­ными. Неподвижные лопатки либо привариваются к диску, либо выфрезеровываются из поковки.

Обратные направляющие аппараты и переводные каналы

В многоступенчатых центробеж­ных компрессорах газ необходимо подвести к следующей ступени, обе­спечив определенные энергетические и кинематические условия на входе в рабочее колесо. Эти функции выполняет обратный направляющий аппарат, который по назначению представляет собой подводящее уст­ройство для промежуточных ступе­ней многоступенчатого компрессора.

Обратный направляющий аппа­рат (рис. 11) в общем виде представляет круговую решетку непо­движных профилированных лопа­ток. Поток газа из безлопаточного переводного канала 1 под углом α₅ поступает в межлопаточные каналы 2 и подводится к рабочему колесу следующей ступени с определенной закруткой. Из-за влияния криволи­нейной круговой решетки угол выхода потока α_п6 не равен углу уста­новки лопаток на выходе (α_п6 ≈ α₁ ≠ α₆). Сечение межлопаточ­ных каналов выбирается таким об­разом, чтобы обеспечить плавное изменение скорости с некоторым увеличением ее до значения с₀ на входе в рабочее колесо.

Лопатки обратного направляю­щего аппарата обычно отливаются или фрезеруются совместно со статорной деталью корпуса (диафраг­мой). Для уменьшения потерь в межлопаточных каналах из-за вы­соких скоростей должна быть обе­спечена хорошая чистота поверхно­стей проточной части.

Рисунок 9. — Схема обратного направляющего аппарата

Для перевода газа от лопаточ­ного диффузора к обратному на­правляющему аппарату использует­ся безлопаточный переводной канал 1 с постоянным проходным сече­нием. Конфигурация переводного канала определяется требованиями обеспечения минимума потерь и ми­нимального осевого размера сту­пени.

Отдельные группы ступеней или отдельные ступени могут соеди­няться между собой переводными трубами, расположенными вне кор­пуса компрессора. Конфигурация переводной трубы должна обеспечи­вать минимальные потери энергии. С этой целью предпочтение отдает­ся трубам круглого сечения. Пере­водные трубы подсоединяются к корпусу компрессора на фланцах или привариваются.

Опоры

Опорная система в компрессорах выполняется в виде подшипниковых узлов, которые располагаются либо по обеим сторонам относительно рабочих колес, либо с одной стороны (консольные компрессорные машины)

По воспринимаемому усилию могут быть опорными или опорно-упорными.

По конструктивному исполнению – подшипники скольжения и качения.

Опоры (подшипники)

В компрессорах преобладающее распространение получили подшипники скольжения, которые надежно воспринимают радиальные и отча­сти осевые нагрузки, действующие на ротор при различных режимах работы машины. Обычно применяются подшипники с принудительной смазкой. Масло от постороннего источника (маслонасоса) подается к подшипнику с избыточным давлением от 0,08—0,12 МПа. Возникающая при работе подшипника теплота трения отводится маслом, охлаждающимся в маслоохладителе.

Кольцевая смазка из-за плохого отвода теплоты применяется редкой лишь при низкой частоте вращения вала (менее 3000 об/мин).

Наиболее распространены вы­носные подшипники, корпуса которых крепятся снаружи к торцам корпуса компрессора. Для удобства разборки и сборки корпуса под­шипников имеют горизонтальный разъем.

Радиальные подшипники центро­бежных компрессоров могут иметь многоповерхностные сегментные вкладыши (рис. 7.27). Сегментные вкладыши применяются для комп­рессоров с переменной частотой вращения. Применение пяти сегмен­тов допускает работу вала при любом направлении вращения.

Упорные подшипники воспринимают остаточные неуравновешенные осевые усилия, а также усилия, воз­никающие при особых условиях работы компрессора (пуск, работа в условиях помпажа, при изменяю­щихся параметрах газа).

В корпусах ‘упорных подшипников устанавливаются датчики для измерения осевой силы и термопары для измерения температуры вкладышей, которая также может служить мерой усилия, воспринимаемого подшипником.

Часто упорный подшипник располагается в одном корпусе с опорным, образуя узел опорно-упорного подшипника (рис. 7.28).

Расход масла через подшипники определяется величиной повышения его температуры (не более 20°С). Скорость движения масла в подводящих трубах не должна превышать 1 м/с. Диаметр отводящих труб принимают в два раза больше, чем подводящих. На выходе масла из подшипника предусмотрено смотровое окно и термометр. Контроль температуры вкладышей подшипни­ков осуществляется термодатчиками. Максимально допускаемая температура вкладыша 60 °С.

ВНИМАНИЕ: Данная информация получена путем сканирования, цифровой обработки физических носителей или обмена с неравнодушными пользователями. Она не имеет отметок грифа секретности и тайны, если вы считаете, что эта информация нарушает Ваши авторские или другие права. Незамедлительно сообщите администратору для удаления ее из портала.