Насосы С11АЭ,11МТ,11ТС / 11-МТ / 2.Ксерокопии книг / 04.Насосное оборудование АС (постранично)

где Кн — коэффициент надежности жидкостного трения, характеризующий запас грузоподъемности подшипника.

Обработку поверхностей трения цапфы и вкладыша подшипника рекомендуется производить по классам чистоты V7—VI2; высокие классы чистоты применяют при достаточно большой удельной нагрузке и малой толщине слоя смазки. Для этих классов чистоты RZ принимаются следующие значения

где / — длина цапфы или вкладыша подшипника, см; L — расстояние между серединами опор, см; Е — модуль упругости, кгс/см2; / — осевой момент инерции сечения, см4.

нарушения жидкостного режима трения, приводящие к ударным нагрузкам на подшипник. В осевом подшипнике (подпятнике) для получения гидродинамического давления требуется наличие клиновидного зазора. Это достигается путем наклонного расположения сегментов по отношению к плоской поверхности вращающейся части (зеркального диска) подшипника.

Схема осевого подшипника с неподвижными сегментами представлена на рис. 3.8, а. Для предотвращения утечки масла по радиальным канавкам последние не доводят до наружной окружности подпятника на расстояние § « (0,1 -г- 0,2)(г2 — Г]), где Г] и г2 — внутренний и наружный радиусы опорной поверхности. В практике проектирования обычно принимают отношение

— =1,5-^2.

При вращении пяты масло увлекается в клиновидные зазоры, создавая в них гидродинамическое давление. При пуске и останове, когда подшипник работает в режиме граничного трения, нагрузку воспринимают участки сег-

W W W W W W N W

Рис. 3.8. Схема сегментного подпятника (осевого подшипника)

ментов, имеющие плоскопараллельные зоны длиной а, которая определяется при расчете удельного давления

Л,

Р = Baz • Рдот

откуда

а= -

&/>доп

где Ра — общая нагрузка на опору, кгс; В — расчетная ширина сегмента, равная гг — п, см; z — число сегментов, определяемое по формуле

z = - 2кг ,

I +с + а

Рюп — допускаемое удельное давление для подпятников (табл. 3.3).

Расчет узла подпятника на гидродинамический режим, как и расчет радиальных подшипников, основан на гидродинамической теории трения. Поток жидкости принимается ламинарным и несжимаемым. Несущая сила Р, развиваемая внутренним давлением слоя смазки одного сегмента (рис. 3.8, б), приближенно может быть найдена по зависимости

ц • vBl

Ф Г

Я

где ц — динамический коэффициент вязкости, кгс-с/м2; v — скорость скольжения, м/с, на средней окружности или на окружности с приведенным радиу-

Таблица 3.4. Значения безразмерных коэффициентов Фр и Фт самоустанавливающихся подпятников

3.4.Расчет гидростатических подшипников для вертикальных осевых насосов

Гидростатический подшипник является разновидностью подшипника скольжения жидкостного трения. Однако он принципиально отличается от гидродинамического подшипника по способу получения несущей способности, необходимой для уравновешивания внешней нагрузки [45, 46, 50].

Рассмотрим принцип работы радиального гидростатического подшипника с четырьмя камерами, нагруженного по центру камеры (тип нагружения I) (рис. 3.12) [40].

Практически весь напор жидкости (рн) теряется на участках между дроссельной диафрагмой и выходом из торцевой щели подшипника (рис. 3.13). При эксцентриситете вала е — 0 давления жидкости во всех камерах подшипника будут равны между собой, так как гидравлические сопротивления участков всех четырех камер одинаковы. В этом случае несущая способность (грузоподъемность) подшипника F = 0.

Если же под действием внешней нагрузки вал сместится от среднего положения к камере 1 на значение е, то зазор в ней станет равным Ащщ = 6 — е, а в противоположной камере — hmm = 5 + е. Вследствие этого, гидравлическое сопротивление щели на участке камеры 7 увеличится, поэтому уменьшится расход жидкости через систему дроссельная диафрагма — щель. В результате этого уменьшится перепад давления в диафрагме Ар =рн ~р\, т.е. давление р\ достигнет максимума, приближаясь к рп.

Противоположный процесс происходит в камере 3. При зазоре hmgx на участке камеры 3 гидравлическое сопротивление щели уменьшится, и расход

Разрез А-А

А ш

У/ж

I

От вспомогательного насоса

Рис. 3.14. Схема гидростатического радиального подшипника для крупных вертикальных насосов

жидкости через диафрагму увеличится, что приведет к увеличению перепада давления в ней Ар =рн—рз, т.е. давление в камере 3 будет значительно меньше давления подаваемой жидкости рн.

В результате повышения давления в камере 7 и понижения давления в камере 3 появляется восстанавливающая сила — грузоподъемность радиального гидростатического подшипника F.

Для устойчивой работы подшипника необходимо, чтобы грузоподъемность Fуравновешивала внешнюю нагрузку Спри заранее заданном эксцентриситете е.

На АЭС гидростатические подшипники многокамерного типа успешно применяются в качестве радиальных подшипников в главных циркуляционных насосах ГЦН-195, ЦВН-7 и ЦВН-8, а гидростатические подшипники с взаимообратным щелевым дросселированием — на АЭС с реактором

Сила Р распределяется на две радиальные силы, действующие на верхний и нижний радиальные подшипники насоса, значения которых определяются известными методами расчета статически определимых балок.

Геометрические размеры подшипника (см. рис. 3.12) da, /, 5, /о, Д, определяются следующим образом:

диаметр подшипника da = da + 28, а диаметр цапфы dn равен диаметру вала плюс две толщины наплавки из нержавеющей стали, т. е. du=dB + 2/наш где /нап — толщина наплавки;

длина подшипника / в действующих насосах известна, так как она предопределена размерами его посадочных мест. В проектируемых насосах длину подшипника следует назначать из условия — < I, так как гидростатиче-

ски ские подшипники более чувствительны к перекосам по отношению к валу, чем подшипники гидродинамического типа;

радиальный зазор подшипника 8 определяется из условия 8 > + 8,^,

где t — максимально допустимое биение вала у подшипника (по техническим требованиям завода-изготовителя насоса); Зщщ — минимальная толщина смазочной пленки, определяемая из необходимости пропуска твердых частиц в смазочной воде 8m;n > dn (dH — максимальный размер абразивной частицы);

длина торцевых перегородок k и ширина межкамерных перегородок а определяются из условия обеспечения гидродинамического трения при прекращении подачи смазки в камеры подшипника.

Если пренебречь (из-за малости) грузоподъемностью межкамерных и торцевых перегородок, то грузоподъемность четырехкамерного гидростатического подшипника можно определить по зависимости

F=(pi -РзУо^а s i n J>

где а — угол, охватывающий одну камеру.

Другой характеристикой, определяющей работоспособность гидростатического подшипника, является расход смазочной жидкости.

В нашем случае, когда дроссельным устройством служит диафрагма с острыми кромками, общий расход смазки можно определить как сумму расходов через диафрагмы О = Qi + Q2 + Q3 + 0,4-

Расход смазки через одну диафрагму определяется по известной формуле для отверстия

где f0 — площадь сечения отверстия диафрагмы; т — коэффициент расхода диафрагмы, определяемый по методикам А. Н. Павловского или В. И. Монахова [44]; Pi — давление смазочной воды в соответствующей камере подшип-