汽車增壓器每運轉1500h或車輛每運行5萬km須檢查增壓器的間隙值,且須在下表規(guī)定的范圍內:
間隙名稱極限間隙值
浮動軸承內外間隙值<0.079mm
轉子的最大軸向串動量<0.14mm
壓氣機端徑向間隙<0.56mm(GJ80A、GJg0B)<0.46mm(GJ80C)
渦輪葉輪徑向間隙<0.66mm
中文名稱 | 間隙值 | 第二條 | 間隙值測量方法 |
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第一條 | 間隙值 | 第三條 | 測量方法 |
(1)檢查軸承徑向間隙
檢查時,將百分表表頭(特制加長桿)放入中間體的出油口中,對準并接觸轉子軸,再把表調到零,然后用兩手掐住轉子兩端(渦輪的六方頭和壓氣機的鎖緊螺母),將軸向表頭輕輕推去,此時表所指示的數據即為軸承的徑向間隙值。如此間隙超過規(guī)定的極限間隙值,則應立即更換浮動軸承。
(2)轉子軸向串動量的檢查
轉子軸向串動量的檢查。測量時增壓器的狀態(tài)同上,將專用表座或磁力表座放在渦輪殼出口法蘭上,百分表表頭與渦輪端面接觸,再用手沿軸向推拉轉子,即測得轉子的最大軸向串動量。其值如超過表中規(guī)定極限值,應檢查止推軸承。止推端面磨損情況嚴重的應更換。
(3)壓氣機端徑向間隙的檢查
將百分表座固定好,百分表表頭垂直觸及葉輪鎖緊螺母邊緣,用手指觸壓鎖緊螺母,則百分表的數值即為測得的壓氣機端徑向間隙值。
(4)渦輪端徑向間隙的檢查
將百分表專用表座或磁力表座放在渦輪殼出口法蘭上,百分表表頭與渦輪端的六方頭接觸,再用手指按壓六方頭,所測得的就是渦輪端的徑向間隙值。
保護間隙是一種簡單的避雷器,按其形狀可分為:角形、棒形、環(huán)形和球形等 。常用角形保護間隙如圖所示:1、角形電極,2、主間隙,3、支柱絕緣子,4輔助間隙,5、電弧的運動方向。
把梁隱藏然后把板拉伸 將縫隙消失
保護間隙是根據高壓帶電作業(yè)的實際需要,而采用的一種不同于管型、閥型避雷器等形式的防止線路作業(yè)內過電壓造成危險傷害的保護裝置。
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運用平衡盤間隙內為層流流動的假設,通過簡化的N-S方程,推導出兩間隙和三間隙平衡盤在節(jié)段式多級泵裝置中幾何參數與泄漏量和平衡力之間的函數關系,經過比較發(fā)現三間隙平衡盤泄漏量小于兩間隙平衡盤,而平衡力變化也能滿足設計要求,此種三間隙平衡盤的設計可減小泵的尺寸,節(jié)省制造成本.
兩個極限間隙的中間值在實際生產中平均間隙更能體現其配合性質。
平均間隙Xa的計算:
允許間隙變動的兩個極限值,裝配后實際間隙下兩個極限間隙之間變動。
如果粗略選取徑向間隙,可用計算公式δ=0.001d (0.1~0.2)mm(δ為間隙值),為考慮軸的直徑、汽封的結構及材料、汽封距支持軸承的支持軸承的形式及轉子轉動方向等諸多因素。
設計時可按下列數值選?。ㄖ?、低壓汽輪機取較小值):軸端汽封和隔板汽封的徑向間隙:鑲嵌片式為0.25~0.70mm(用黃銅或德國銀作汽封片時取較小值);整車式為0.40~0.70mm;薄片式為0.40~0.65mm;樅樹形為0.25~0.50mm。
當采用圓柱形或橢圓形支持軸承且轉動方向為順時針時,左側徑向間隙應比右側的大0~0.20mm,高壓前汽封及高壓級隔板汽封下部徑向間隙應比兩側的大0.2~0.3mm。圍帶汽封徑向間隙:1.5~2mm。圍帶鉚釘頭與汽封體的徑向間隙:2.5~3.5mm。
通流部分和汽封軸向間隙值的選取以正常和事故情況下動、靜部分不發(fā)生軸向摩擦為原則,這一間隙值可以根據運轉狀態(tài)下轉子和汽缸的熱膨脹計算、隔板撓曲計算和汽輪機啟停時最大溫差所引起的脹差估算求出,也可參照汽輪機運行經驗決定。
一般,軸向間隙的布置趨勢由推力軸承往后逐漸增大。為了提高大容量汽輪機的啟停性能,縮短啟停時間,某些制造廠采用了放大通流部分和汽封軸向間隙,保持較小的汽封徑向間隙,葉根部位設置徑向式汽封等設計方案。