RU173697U1 - GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT - Google Patents

GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT Download PDF

Info

Publication number
RU173697U1
RU173697U1 RU2016148892U RU2016148892U RU173697U1 RU 173697 U1 RU173697 U1 RU 173697U1 RU 2016148892 U RU2016148892 U RU 2016148892U RU 2016148892 U RU2016148892 U RU 2016148892U RU 173697 U1 RU173697 U1 RU 173697U1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
bearing
rotor
ring
oil
axial
Prior art date
Application number
RU2016148892U
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Юрий Борисович Назаренко
Александр Сергеевич Никитин
Анатолий Антонович Добриневский
Original Assignee
Юрий Борисович Назаренко
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Юрий Борисович Назаренко filed Critical Юрий Борисович Назаренко
Priority to RU2016148892U priority Critical patent/RU173697U1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU173697U1 publication Critical patent/RU173697U1/en

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
    • F01D3/04—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid axial thrust being compensated by thrust-balancing dummy piston or the like
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/06—Arrangements of bearings; Lubricating

Landscapes

  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

Полезная модель относится к роторным газотурбинным машинам и может быть использована в конструкциях опор роторов, позволяющих регулировать осевые силы на радиально-упорном подшипнике. Применение опоры ротора позволяет регулировать осевые силы на одной из опор роторов с роликовым радиальным подшипником за счет гидродинамических сил радиального потока масла, проходящего с определенной скоростью в щелевом зазоре между кольцом, связанным со статором и торцом внутреннего кольца подшипника, и позволяет увеличить ресурс радиально-упорного подшипника, находящегося на другой опоре, за счет уменьшения осевой силы, действующей на него без изменения тяговых характеристик двигателя. Реализуемый конструкцией опоры метод компенсации осевых сил существенно упрощает монтаж опоры, не требует дополнительных энергетических затрат и сложных конструктивных решений, а использует кинетическую энергию масла, применяемого для смазывания и охлаждения подшипников, и позволяет отказаться от забора воздуха из газодинамического тракта и уплотнений между вращающимися частями ротора и статором при пневматическом или гидравлическом подходе компенсации сил, что повышает коэффициент полезного действия двигателя. 3 ил.The utility model relates to rotary gas turbine machines and can be used in the construction of rotor supports, which allow to regulate axial forces on an angular contact bearing. The use of the rotor support allows you to adjust the axial forces on one of the rotor bearings with a radial roller bearing due to the hydrodynamic forces of the radial oil flow passing at a certain speed in the gap between the ring associated with the stator and the end of the bearing inner ring, and allows to increase the life of the angular contact a bearing located on another support by reducing the axial force acting on it without changing the traction characteristics of the engine. The axial force compensation method implemented by the support structure greatly simplifies the installation of the support, does not require additional energy costs and complex structural solutions, but uses the kinetic energy of the oil used to lubricate and cool the bearings, and eliminates the intake of air from the gas-dynamic path and seals between the rotating parts of the rotor and a stator with a pneumatic or hydraulic force compensation approach, which increases the efficiency of the engine. 3 ill.

Description

Полезная модель относится к области машиностроения и может быть использована в конструкциях опор роторов авиационных газотурбинных двигателей (ГТД).The utility model relates to the field of mechanical engineering and can be used in the construction of rotor supports of aircraft gas turbine engines (GTE).

Из опыта эксплуатации известно, что в процессе работы ГТД на их ротора действуют осевые силы, обусловленные газодинамическими силами, а именно, на ротор компрессора действуют осевая сила (Fк), направленная по полету, и осевая сила турбины (Fт), направленная против полета.It is known from operating experience that during the operation of a gas turbine engine, axial forces due to gas-dynamic forces act on their rotor, namely, the axial force (Fc) directed along the flight and the axial force of the turbine (Ft) directed against the flight act on the compressor rotor.

Действующая на опоры роторов их осевая сила (иногда ее значение весьма велико) ограничивает ресурс упорных подшипников опор роторов.The axial force acting on the rotor bearings (sometimes its value is very high) limits the resource of the thrust bearings of the rotor bearings.

Решение этой проблемы за счет создания надежно работающего в условиях значительных нагрузок упорного подшипника представляет большие трудности, особенно это характерно для роторов, работающих на больших частотах вращения. Это связано с большими центробежными силами, действующими на тела качения, что ограничивают применение подшипников с большими габаритами и более высокой грузоподъемностью.The solution to this problem by creating a thrust bearing that works reliably under significant load conditions is very difficult, especially for rotors operating at high speeds. This is due to the large centrifugal forces acting on the rolling elements, which limit the use of bearings with large dimensions and higher load capacity.

Для решения проблемы повышения ресурса работы подшипниковых опор роторов ГТД, обусловленной действием на них осевых сил, используется в настоящее время довольно широкий спектр решений.To solve the problem of increasing the service life of the bearing supports of gas turbine rotors caused by the action of axial forces on them, a rather wide range of solutions is currently used.

Одним из направлений уменьшения действующей на подшипник опоры ротора осевой силы является соединение валов ротора компрессора и турбины между собой, а, так как осевые силы, действующие на них, направлены в противоположные стороны, то они частично компенсируют друг друга. Результирующая осевая сила (Fp), как правило, направленная по полету, воспринимается упорным подшипником одного из роторов, в качестве которого используют обычно радиальный-упорный шариковый подшипник.One of the ways to reduce the axial force acting on the rotor bearing of the bearing is to connect the compressor rotor shafts and the turbine to each other, and since the axial forces acting on them are directed in opposite directions, they partially compensate each other. The resulting axial force (Fp), usually directed along the flight, is perceived by the thrust bearing of one of the rotors, which is usually used as a radial-thrust ball bearing.

Другим направлением уменьшения действующей на подшипник опоры ротора осевой силы является подведение к передней торцевой стенке ротора осевого компрессора сжатого воздуха от последней или одной из последних его ступеней, а также задний торец компрессора с помощью уплотнения изолируют от воздуха, сжатого в компрессоре и к этому торцу подводят атмосферное давление, вследствие чего создается сила, действующая на передний торец ротора, направленная против полета и уменьшается сила по полету, действующая на задний торец ротора. Это приводит к уменьшению действия осевой силы на радиально-упорный подшипник и увеличению ресурса двигателя (см. Скубачевский Г.С. «Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей», М.: «Машиностроение», 1973, 36 с.).Another way to reduce the axial force acting on the rotor bearing of the bearing is to bring the compressed air axial compressor from the last or one of its last stages to the front end wall of the rotor, as well as isolate the rear end of the compressor from the air compressed in the compressor and bring it to this end atmospheric pressure, as a result of which a force is created acting on the front end of the rotor directed against the flight and the flight force acting on the rear end of the rotor is reduced. This leads to a decrease in the action of axial force on an angular contact bearing and an increase in engine life (see G. Skubachevsky, “Aircraft gas turbine engines. Design and calculation of parts”, Moscow: Mashinostroyenie, 1973, 36 pp.).

В результате анализа известного решения необходимо отметить, что отбор воздуха из проточного тракта компрессора ведет к снижению его КПД. Кроме этого, уменьшение осевой силы на задний торец компрессора, направленной по полету, уменьшает тягу ГТД и скоростные характеристики самолета.As a result of the analysis of the known solution, it should be noted that the selection of air from the compressor flow path leads to a decrease in its efficiency. In addition, a decrease in axial force at the rear end of the compressor, directed in flight, reduces the thrust of the gas turbine engine and the speed characteristics of the aircraft.

Известно реализующее способ устройство регулирования осевых сил на радиально-упорном подшипнике ротора турбомашины, использование которого позволяет уменьшить воздействие осевой силы на радиально-упорный подшипник передней части составного ротора турбомашины путем перераспределения по заданному закону избыточной силы на радиально-упорный подшипник задней части ротора. Для этого ротор выполняют составным из передней и задней автономных частей. Каждая часть ротора установлена в статоре на радиально-упорном и радиальном подшипниках. Части ротора соединены друг с другом с возможностью относительного осевого перемещения. Наружные кольца подшипников размещены в статоре, а внутренние кольца закреплены на валах частей ротора. Для регулирования осевых сил в конструкции устройства предусмотрены тензокольца, связанные электрически с блоком управления. Тензокольца расположены между торцами наружных колец радиально-упорных подшипников обеих частей ротора и статором. Между тензокольцом радиально-упорного подшипника передней части ротора и статором дополнительно установлено упругое кольцо. Уравновешивание осевых сил ротора осуществляется силовым приводом со штоком, жестко соединенным с внутренним кольцом радиально-упорного подшипника задней части ротора (см. патент РФ №2474710, кл. F02C 7/00, 2011 г.).It is known to implement a method for controlling axial forces on an angular contact bearing of a turbomachine rotor, the use of which allows one to reduce the effect of axial force on the angular contact bearing of the front part of the composite rotor of the turbomachine by redistributing the excess force on the angular contact bearing of the rear part of the rotor. For this, the rotor is made integral of the front and rear autonomous parts. Each part of the rotor is installed in the stator on angular contact and radial bearings. The rotor parts are connected to each other with the possibility of relative axial movement. The outer rings of the bearings are located in the stator, and the inner rings are fixed to the shafts of the rotor parts. To control the axial forces in the design of the device, there are strain rings connected electrically to the control unit. Strain rings are located between the ends of the outer rings of the angular contact bearings of both parts of the rotor and the stator. An elastic ring is additionally installed between the tensor ring of the angular contact bearing of the front of the rotor and the stator. The axial forces of the rotor are balanced by a power drive with a rod rigidly connected to the inner ring of the angular contact bearing of the rear part of the rotor (see RF patent No. 2474710, class F02C 7/00, 2011).

Данное устройство позволяет разгружать и уравновешивать по заданному закону осевые силы, действующие на радиально-упорные подшипники задней и передней частей ротора. Однако, данное устройство регулирования осевых сил на радиально-упорный подшипник чрезвычайно сложно конструктивно, имеет значительную массу и габариты и применимо только для стендового варианта, что ограничивает область его использования.This device allows you to unload and balance according to a given law the axial forces acting on the angular contact bearings of the rear and front parts of the rotor. However, this device for regulating axial forces on an angular contact bearing is extremely difficult to construct, has a significant mass and dimensions, and is applicable only for the bench version, which limits the scope of its use.

Известна система управления осевой силой на упорном подшипнике ротора ГТД, содержащая электромагнитное устройство, обеспечивающее компенсацию осевой нагрузки на упорном подшипнике, блок управления этим устройством, а также датчик, измеряющий скорость вращения сепаратора упорного подшипника. В процессе работы системы контролируется значение скорости вращения сепаратора подшипника и, если отношение скорости вращения сепаратора к скорости вращения ротора турбины падает ниже установленной величины, то датчик выдает на блок управления соответствующий сигнал, по которому электромагнитное устройство создает определенную дополнительную нагрузку на упорном подшипнике (см. патент US №5735666, НКИ 415/34, 1998 г.).A known axial force control system on a thrust bearing of a gas turbine rotor, comprising an electromagnetic device that provides axial load compensation on a thrust bearing, a control unit for this device, as well as a sensor measuring the speed of rotation of the thrust bearing cage. During the operation of the system, the value of the speed of the bearing cage is controlled and, if the ratio of the speed of the cage to the speed of the turbine rotor falls below the set value, the sensor gives the corresponding signal to the control unit, according to which the electromagnetic device creates a certain additional load on the thrust bearing (see US patent No. 5735666, NKI 415/34, 1998).

В результате анализа известной системы необходимо отметить, что ее конструкция позволяет регулировать осевую силу на упорном подшипнике ротора и обеспечить результирующую нагрузку на него в пределах заданного диапазона. Использование системы позволяет отказаться от торцевых и радиальных уплотнений, применяемых при установке гидравлических и пневматических устройств. Однако реализация данной системы весьма сложна в монтаже и эксплуатации, наличие электромагнитного устройства, его привода, а также блока управления работой устройства существенно усложняют конструкцию системы и увеличивают вес двигателя. Весьма существенно и то, что при использовании в системе схемы измерения - по частоте вращения сепаратора - не учитывается проскальзывание тел качения в подшипнике опоры ротора и, как следствие, точность измерения частоты вращения сепаратора невысока, что не позволяет в полной мере компенсировать осевую силу, действующую на подшипник.As a result of the analysis of the known system, it should be noted that its design allows you to adjust the axial force on the thrust bearing of the rotor and provide the resulting load on it within a given range. Using the system allows you to abandon the mechanical and radial seals used in the installation of hydraulic and pneumatic devices. However, the implementation of this system is very difficult in installation and operation, the presence of an electromagnetic device, its drive, as well as a unit for controlling the operation of the device significantly complicate the design of the system and increase the weight of the engine. It is also very significant that when using a measuring scheme in the system - according to the speed of the separator - the slip of the rolling elements in the bearing of the rotor support is not taken into account and, as a result, the accuracy of measuring the speed of the separator is not high, which does not allow fully compensating the axial force acting on the bearing.

Известно автоматическое устройство уравновешивания осевых сил, действующих на опоры вала ротора в процессе работы ГТД, содержащее гидравлический демпфер, включающий источник давления жидкости (масла) и кольцевую камеру, подключенную к источнику. Корпус ГТД и его ротор сопряжены между собой через соосную ротору кольцевую камеру. Внутреннее кольцо подшипника установлено на роторе, а наружное кольцо расположено в корпусе ГТД. Устройство также содержит тензодатчик, установленный на наружном кольце подшипника, усилитель сигнала тензодатчика и управляющий элемент. Выход тензодатчика через усилитель сигнала и управляющий элемент подключен к источнику давления жидкости. При осевой нагрузке на подшипник выше заданной, с тензодатчика через усилитель и управляющий элемент подается сигнал на включение источника давления жидкости. Из источника жидкость под давлением подается в кольцевую камеру и создает на роторе противодействующую нагрузку, которая разгружает подшипник (см. патент US №4578018, кл. F01D 3/04, 1986 г.) - наиболее близкий аналог.A known automatic device for balancing axial forces acting on the support of the rotor shaft during the operation of the gas turbine engine, containing a hydraulic damper, including a source of fluid pressure (oil) and an annular chamber connected to the source. The GTE case and its rotor are interconnected through an annular chamber coaxial to the rotor. The inner ring of the bearing is mounted on the rotor, and the outer ring is located in the GTE housing. The device also includes a load cell mounted on the outer ring of the bearing, a signal amplifier of the load cell and a control element. The output of the strain gauge through a signal amplifier and a control element is connected to a fluid pressure source. When the axial load on the bearing is higher than the specified one, a signal is supplied from the strain gauge through the amplifier and control element to turn on the fluid pressure source. From the source, liquid under pressure is supplied to the annular chamber and creates an opposing load on the rotor, which unloads the bearing (see US patent No. 4578018, class F01D 3/04, 1986) - the closest analogue.

В результате анализа известного устройства необходимо отметить, что его использование обеспечивает за счет уравновешивания осевых сил увеличение ресурса подшипников опоры. Однако оснащение опоры ротора таким устройством чрезвычайно усложняет ее конструкцию, требует дополнительных маслонасосов а, кроме того, значительно увеличивает вес двигателя. Наличие контактирующей с неподвижным статором и с вращающимся ротором камеры требует наличия уплотнений, контактирующих с высокооборотными деталями двигателя, которые приводят к утечкам масла.As a result of the analysis of the known device, it should be noted that its use provides, by balancing the axial forces, an increase in the service life of the bearings of the support. However, equipping the rotor support with such a device greatly complicates its design, requires additional oil pumps and, in addition, significantly increases the weight of the engine. The presence of a chamber in contact with a fixed stator and with a rotating rotor requires seals in contact with high-speed engine parts, which lead to oil leaks.

Техническим результатом настоящей полезной является существенное упрощение конструкции опоры за счет исключения при ее эксплуатации дополнительных источников энергии, устройств управления и исполнительных устройств, а также за счет отказа от использования уплотнений, контактирующих с высокооборотными деталями двигателя.The technical result of this useful is the significant simplification of the design of the support due to the elimination of additional energy sources, control devices and actuators during its operation, as well as due to the rejection of the use of seals in contact with high-speed engine parts.

Указанный технический результат обеспечивается тем, что в опоре ротора газотурбинного двигателя, содержащей имеющий возможность связи со статором двигателя корпус, в котором наружным кольцом смонтирован подшипник качения, внутреннее кольцо которого предназначено для монтажа полого вала ротора, на котором размещены маслоподводящие элементы струйного типа, связанные гидравлическими каналами с полостью вала, новым является то, что вал смонтирован во внутреннем кольце подшипника посредством промежуточной втулки, промежуточная втулка и внутреннее кольцо подшипника с одного торца поджаты упругим элементом, а к другому торцу подшипника пристыковано кольцо, имеющее в зоне отверстия кольцевую отбортовку, внутренняя поверхность которой имеет коническую форму с расширением в сторону подшипника, коническая поверхность отбортовки, наружная поверхность вала и торец промежуточной втулки образуют осевую масляную полость, выход маслоподводящих элементов размещен в зоне осевой масляной полости, причем между обращенными друг к другу торцами кольца и внутреннего кольца подшипника образован радиальный кольцевой масляный зазор, ширина которого уменьшается от оси подшипника к периферии, соединенный переходной кольцевой канавкой, образованной между поверхностями промежуточной втулки и кольца с осевой масляной полостью.The specified technical result is ensured by the fact that in the rotor support of the gas turbine engine, comprising a housing in which a rolling bearing is mounted with an outer ring, the inner ring of which is designed to mount the hollow shaft of the rotor, on which the oil-supplying elements of the jet type are connected, connected by hydraulic channels with a cavity of the shaft, new is that the shaft is mounted in the inner ring of the bearing by means of an intermediate sleeve, an intermediate sleeve and the inner ring of the bearing is pressed from one end by an elastic element, and a ring is attached to the other end of the bearing, having an annular flange in the hole zone, the inner surface of which has a conical shape with expansion towards the bearing, the conical flanging surface, the outer surface of the shaft and the end face of the intermediate sleeve form an axial oil cavity, the outlet of the oil-supplying elements is located in the zone of the axial oil cavity, and between the ends of the ring and the inner ring of the bearings facing each other Single annular groove formed oil gap, whose width decreases from the bearing axis to the periphery, a circumferential groove connected to the transition formed between the intermediate sleeve and the surfaces of the oil rings with axial cavity.

Новизна заявленного решения, обеспечивающая получение указанного технического результата, заключается в том, что упрощение конструкции опоры осуществляется за счет незначительных усовершенствований ее штатной системы смазки подшипников, а именно, введение в конструкцию опоры промежуточной втулки и кольца с отбортовкой, наличие которых обуславливает образование гидродинамических сил радиального потока масла проходящего с определенной скоростью, которую он приобрел за счет центробежных сил при движении потока масла в окружном направлении на конической поверхности кольцевой отбортовки кольца, через сужающийся зазор между торцами кольца и внутреннего кольца подшипника. В результате этого гидродинамические силы передаются с одной стороны внутреннему кольцу подшипника против полета и разгружают радиально-упорный подшипник, а с другой стороны сила, действующая на кольцо, связанное через корпус подшипника со статором, передает осевую силу по направлению полета статору. Исходящая струя масла после прохождения зазора между кольцом и торцом внутреннего кольца подшипника (фиг. 1) попадает на широкий сепаратор, улавливающий масло (см. патент РФ №2038513, кл. F04D 29/04, 1995 г.) и направляется на торец подшипника для смазывания и охлаждения трущихся деталей. Таким образом, потоки масла, необходимые для создания гидродинамических осевых сил на опоре ротора, используются для смазывания и охлаждения подшипника, что повышает эффективность эксплуатации ГТД и не требует дополнительных устройств и энергетических затрат.The novelty of the claimed solution, which provides the specified technical result, lies in the fact that the support structure is simplified due to minor improvements to its standard bearing lubrication system, namely, the introduction of an intermediate sleeve and a flange ring into the support structure, the presence of which causes the formation of hydrodynamic forces of radial the flow of oil passing at a certain speed, which he acquired due to centrifugal forces when the flow of oil in the peripheral direction the appearance on the conical surface of the annular flanging of the ring, through a narrowing gap between the ends of the ring and the inner ring of the bearing. As a result of this, hydrodynamic forces are transmitted on the one hand to the inner ring of the bearing against flight and unload the angular contact bearing, and on the other hand, the force acting on the ring connected through the bearing housing to the stator transmits axial force in the direction of flight to the stator. The outgoing stream of oil after passing the gap between the ring and the end face of the inner ring of the bearing (Fig. 1) falls on a wide oil separator (see RF patent No. 2038513, CL F04D 29/04, 1995) and is directed to the end of the bearing for lubrication and cooling of rubbing parts. Thus, the oil flows necessary to create hydrodynamic axial forces on the rotor support are used to lubricate and cool the bearing, which increases the efficiency of GTE operation and does not require additional devices and energy costs.

Сущность полезной модели поясняется графическими материалами, на которых:The essence of the utility model is illustrated by graphic materials on which:

на фиг. 1 - опора ротора ГТД, осевой разрез;in FIG. 1 - support rotor GTE, axial section;

на фиг. 2 - узел С по фиг. 1;in FIG. 2 - node C of FIG. one;

на фиг. 3 - вид А по фиг. 1 (детали, поименованные позициями 7, 4, 10, сняты).in FIG. 3 is a view A of FIG. 1 (parts referred to at 7, 4, 10 removed).

Опора ротора ГТД (фиг. 1) содержит подшипник с наружным кольцом 1, внутренним кольцом 2 и телами качения 3 (например, роликами), собранными в сепараторе 4.The support of the GTE rotor (Fig. 1) contains a bearing with an outer ring 1, an inner ring 2, and rolling elements 3 (for example, rollers) assembled in a cage 4.

Наружное кольцо 1 подшипника установлено в корпусе 5 опоры, а внутреннее кольцо 2 предназначено для монтажа полого вала 6 ротора.The outer ring 1 of the bearing is installed in the housing 5 of the support, and the inner ring 2 is intended for mounting the hollow shaft 6 of the rotor.

В корпусе 5 закреплено пристыкованное к одному из торцов подшипника кольцо 7, имеющее выполненную в области отверстия отбортовку "J" кольцевой формы. Внутренняя поверхность отбортовки имеет форму конуса, расширяющегося по направлению «к подшипнику» под углом γ. У наружного торца отбортовки имеется кольцевой выступ (позицией не обозначен), частично перекрывающий отверстие и предназначенный для устранения утечки масла с внутренней конической поверхности отбортовки в противоположную сторону от подшипника.Ring 7 fixed to one of the ends of the bearing is fixed in the housing 5, having an annular flange made in the area of the hole. The inner surface of the flanging has the shape of a cone, expanding in the direction "to the bearing" at an angle γ. At the outer end of the flanging there is an annular protrusion (not indicated by the position), partially covering the hole and designed to eliminate oil leakage from the inner conical flanging surface in the opposite direction from the bearing.

Вал 6 ротора смонтирован во внутреннем кольце 2 подшипника посредством промежуточной втулки 8.The rotor shaft 6 is mounted in the inner ring 2 of the bearing by means of an intermediate sleeve 8.

Со стороны подшипника, противоположной кольцу 7, к торцам внутреннего кольца 2 подшипника и втулки 8 поджат упругий элемент 9, например, в виде пружинистого кольца или упругой мембраны. Упругий элемент 9 поджат к торцам внутреннего кольца 2 подшипника и втулки 8 посредством установленного на валу 6 стопорного элемента 10, например, фиксирующей гайки.From the side of the bearing, opposite the ring 7, to the ends of the inner ring 2 of the bearing and the sleeve 8 is pressed elastic element 9, for example, in the form of a spring ring or an elastic membrane. The elastic element 9 is pressed against the ends of the inner ring 2 of the bearing and the sleeve 8 by means of a locking element 10 mounted on the shaft 6, for example, a fixing nut.

Наружное кольцо 1 подшипника и кольцо 7 зафиксированы в корпусе 5 стопорными элементами 10.The outer ring 1 of the bearing and the ring 7 are fixed in the housing 5 by the locking elements 10.

Для подачи масла в подшипник используют установленные на валу 6 маслоподводящие элементы - масляный коллектор 11, например, струйного типа, оснащенный соплами (жиклерами) 14, связанными через каналы в коллекторе "К" и внутреннего вала "М" с кольцевой канавкой 12, куда поступает масло, подаваемое во внутреннюю полость вала 6. Количество сопел (жиклеров) может быть различным и зависит от необходимой равномерности подачи масла к подшипнику в окружном направлении и, в принципе, чем больше их будет, тем более равномерная происходит подача масла.To supply oil to the bearing, oil-supplying elements mounted on the shaft 6 are used — an oil manifold 11, for example, of an inkjet type, equipped with nozzles (jets) 14 connected through channels in the collector “K” and the internal shaft “M” with an annular groove 12, to which the oil supplied to the inner cavity of the shaft 6. The number of nozzles (jets) can be different and depends on the necessary uniformity of the oil supply to the bearing in the circumferential direction and, in principle, the more there are, the more uniform the oil supply.

Выходные отверстия сопел (жиклеров) 14, находятся в зоне отбортовки кольца 7, расположены в одной плоскости, нормальной к оси подшипника и под углом к оси радиальных каналов "К" и "М" (предпочтительно под 90°). Внутренняя конусная поверхность отбортовки кольца 7, наружная поверхность вала 6 и торец втулки 8 образуют осевую масляную полость.The outlet openings of the nozzles (jets) 14 are located in the flanging zone of the ring 7, are located in one plane normal to the axis of the bearing and at an angle to the axis of the radial channels "K" and "M" (preferably at 90 °). The inner conical surface of the flanging of the ring 7, the outer surface of the shaft 6 and the end face of the sleeve 8 form an axial oil cavity.

Между торцевой поверхностью кольца 7, обращенной к подшипнику и торцом кольца 2 подшипника образован радиальный кольцевой зазор "F", связанный посредством переходного криволинейного радиусом R канала "Р", образованного между втулкой 8 и кольцом 7, с осевой масляной полостью.Between the end surface of the ring 7, facing the bearing and the end of the bearing ring 2, a radial annular clearance "F" is formed, which is connected with an axial oil cavity by a transitional curvilinear radius R of the channel "P" formed between the sleeve 8 and the ring 7.

Так как гидродинамические силы возникают только в каналах при протекании жидкости между пластинами имеющих сужение, то радиальный кольцевой зазор "F", имеет переменное сечение, а именно, ширина его постепенно уменьшается (b>е) от оси подшипника по направлению к периферии. Обращенные друг к другу торцы кольца 7 и промежуточной втулки 8 выполнены закругленными и образуют переходную кольцевую канавку "Р", соединяющую кольцевую масляную полость с радиальным зазором.Since hydrodynamic forces arise only in the channels when the fluid flows between the plates having a narrowing, the radial annular gap "F" has a variable cross section, namely, its width gradually decreases (b> e) from the bearing axis towards the periphery. The ends of the ring 7 and the intermediate sleeve 8 facing each other are rounded and form a transitional annular groove "P" connecting the annular oil cavity with a radial clearance.

На торцевой поверхности кольца 7, по периферии кольцевого зазора "F" выполнено несколько (например, три под углом 120° друг относительно друга) выступов "D", контактирующих с торцом кольца 2 подшипника. Наличие выступов "D" исключает возможность перекрытия зазора "F" из-за контакта друг с другом поверхностей кольца 7 и внутреннего кольца 2 подшипника, образующих зазор "F".On the end surface of the ring 7, along the periphery of the annular gap "F" there are several (for example, three at an angle of 120 ° relative to each other) protrusions "D" in contact with the end face of the bearing ring 2. The presence of the protrusions "D" eliminates the possibility of overlapping the gap "F" due to contact with each other of the surfaces of the ring 7 and the inner ring 2 of the bearing, forming a gap "F".

Опора ротора ГТД работает следующим образом.The support of the rotor of the gas turbine engine works as follows.

В процессе работы ГТД его вал 6 приводится во вращение, следовательно, приводятся во вращение и скрепленная с ним втулка 8 и внутреннее кольцо 2 подшипника. Масло от масляной системы ГТД подается в полость вала 6, в кольцевую канавку 12 и через каналы в коллекторе "К" и внутреннего вала "М" поступает к жиклерам 14, которые совершают движение вращения со скоростью со вместе с валом 6, и, под давлением, со скоростью V направляется на коническую поверхность отбортовки "J". Потоки масла при этом имеют окружное направление и под действием центробежных сил и наклона конуса внутренней поверхности отбортовки получают направление «к подшипнику» вдоль его оси и формируются в единый поток, имеющий форму кольца в окружном направлении.In the process of operation of the gas turbine engine, its shaft 6 is driven into rotation, therefore, the sleeve 8 and the bearing inner ring 2 attached to it are rotated. The oil from the oil system of the gas turbine engine is fed into the cavity of the shaft 6, into the annular groove 12 and through the channels in the collector "K" and the internal shaft "M" enters the nozzles 14, which rotate with speed together with the shaft 6, and, under pressure , with speed V is directed to the conical flanging surface "J". The oil flows in this case have a circumferential direction and under the action of centrifugal forces and the inclination of the cone of the inner flanging surface, they receive a direction “to the bearing” along its axis and are formed into a single stream having the shape of a ring in the circumferential direction.

Из осевой масляной полости потоки масла, прижатые центробежными силами к кольцевой конусной поверхности отбортовки "J", направляются в переходный криволинейный канал "Р" радиусом R, изменяют направление на радиальное и попадают в радиальный зазор "F" (фиг. 2) между кольцом 7 и внутренним кольцом 2 подшипника. Для гарантированного попадания потока масла в криволинейный канал и устранения сопротивления при попадании масла на торец промежуточной втулки, желательно, чтобы входной зазор "а" имел размеры больше, чем выходной зазор "b" и не менее чем 1 мм, а для уменьшения сопротивления масляного потока при изменении направления желательно, чтобы радиус закругления был не менее R=2 мм.From the axial oil cavity, the oil flows pressed by centrifugal forces to the annular conical surface of the flanging "J" are directed into the transition curved channel "P" of radius R, change direction to radial and fall into the radial clearance "F" (Fig. 2) between ring 7 and the inner ring 2 of the bearing. In order to guarantee that the oil flow enters the curved channel and to eliminate the resistance when oil enters the end of the intermediate sleeve, it is desirable that the input clearance "a" be larger than the output clearance "b" and not less than 1 mm, and to reduce the resistance of the oil flow when changing direction, it is desirable that the radius of curvature is not less than R = 2 mm.

Кроме этого сужение криволинейного канала должно обеспечить толщину масляного потока на выходе до величин порядка 0,005÷0,1 мм, необходимых для входа в радиальный щелевой канал "F" и возникновения достаточных гидродинамических сил. Чем меньше клиновой зазор между пластинами при протекании масла, тем больше гидродинамические силы (см. Иванов М.Н. "Детали машин", Москва, "Высшая школа", 1991, 315 с.).In addition, the narrowing of the curvilinear channel should provide the thickness of the oil flow at the outlet to values of the order of 0.005–0.1 mm required for entering the radial slotted channel “F” and the emergence of sufficient hydrodynamic forces. The smaller the wedge gap between the plates during the flow of oil, the greater the hydrodynamic forces (see Ivanov MN "Machine Details", Moscow, "Higher School", 1991, 315 S.).

При движении потока масла с определенной скоростью в радиальном направлении между двух пластин при сужении зазора будут возникать гидродинамические силы (См. Назаренко Ю.Б. Жидкостное трение в подшипниках и влияние гидродинамических сил на контактные напряжения тел качения // Двигатель. - М. - 2015, №2. - С. 10-11).When the oil flow moves at a certain speed in the radial direction between the two plates, narrowing the gap will cause hydrodynamic forces (See Nazarenko Yu.B. Liquid friction in bearings and the influence of hydrodynamic forces on the contact stresses of rolling bodies // Engine. - M. - 2015 , No. 2. - S. 10-11).

Гидродинамические силы при движении масляного потока в радиальном зазоре будут передаваться внутреннему кольцу 2 подшипника, жестко связанному посредством стопорного кольца 10 с валом 6, в направлении против полета, и будут уменьшать результирующую осевую силу, направленную по полету и действующую на радиально-упорный подшипник, расположенный на одной из опор ротора компрессора. Уменьшение осевой силы на радиально упорном подшипнике будет улучшать условия его работы и повышать ресурс. Но с другой стороны опора ротора с радиально-упорным подшипником будет передавать меньшую осевую силу статору двигателя, что уменьшает тяговые характеристики двигателя.The hydrodynamic forces during the movement of the oil flow in the radial clearance will be transmitted to the inner ring 2 of the bearing, rigidly connected by means of the retaining ring 10 with the shaft 6, in the opposite direction to the flight, and will reduce the resulting axial force directed in flight and acting on the angular contact bearing located on one of the compressor rotor supports. A decrease in axial force on a radially thrust bearing will improve its working conditions and increase its service life. But on the other hand, the support of the rotor with an angular contact bearing will transmit less axial force to the stator of the engine, which reduces the traction characteristics of the engine.

Однако, так как гидродинамическая сила в зазоре "F" действует на обе образующие его поверхности, точно такая же сила будет действовать и на кольцо 7, жестко связанное со статором и усилие будет передаваться на статор. Уменьшение осевой силы на передней опоре ротора будет компенсировано на задней опоре с роликовым подшипником. В результате тяга двигателя не изменится при уменьшении осевой силы на радиально-упорный подшипник.However, since the hydrodynamic force in the gap "F" acts on both surfaces forming it, exactly the same force will act on ring 7, which is rigidly connected to the stator and the force will be transmitted to the stator. The decrease in axial force at the front rotor support will be compensated at the rear support with roller bearing. As a result, the engine thrust will not change when the axial force decreases on the angular contact bearing.

В процессе работы ГТД вал 6 ротора и статор 5 имеют разные температуры и температурные удлинения их будут разными. Как правило, температура статора, особенно на задней опоре, где находится камера сгорания, имеет наибольшую температуру. В этом случае удлинение статора и осевое перемещение внешнего кольца 1 роликового подшипника будет больше, чем внутреннего 2, связанного с валом ротора.In the process of operation of the gas turbine engine, the rotor shaft 6 and the stator 5 have different temperatures and their temperature elongations will be different. Typically, the temperature of the stator, especially on the rear support, where the combustion chamber is located, has the highest temperature. In this case, the elongation of the stator and axial movement of the outer ring 1 of the roller bearing will be greater than the inner 2 associated with the rotor shaft.

Смещение внешнего кольца 1 и кольца 7 будет также перемещать внутреннее кольцо подшипника 2 совместно с втулкой 8, которое будет реализовываться за счет упругого элемента 9, имеющего возможность деформироваться и реализовывать осевое смещение.The offset of the outer ring 1 and the ring 7 will also move the inner ring of the bearing 2 together with the sleeve 8, which will be implemented due to the elastic element 9, which is able to deform and realize axial displacement.

Предлагаемая конструкция опоры позволяет уменьшать осевую силу на радиально-упорном подшипнике другой опоры ротора без изменения тяги двигателя, что, кроме проведенных экспериментов, подтверждается и проведенными расчетами по методике (см. патент РФ №159639, кл. F16C 19/22 и F02C 7/06, 2015 г.).The proposed design of the support allows you to reduce the axial force on the angular contact bearing of another rotor support without changing the engine thrust, which, in addition to the experiments, is confirmed by the calculations by the method (see RF patent No. 159639, CL F16C 19/22 and F02C 7 / 06, 2015).

Работоспособность устройства проводилась на модели опоры, с имитацией подшипника с габаритными размерами 95×145×24 мм при высоте внутреннего кольца 6,5 мм. Внутренний радиус вала 6 равен Rв=32 мм, а его толщина t составляет 10 мм. Частота вращения вала равна n=10200 об/мин, а круговая скорость вращения вала составляет ω=1068 рад/с.The performance of the device was carried out on a support model, with a bearing simulation with overall dimensions of 95 × 145 × 24 mm with an inner ring height of 6.5 mm. The inner radius of the shaft 6 is equal to Rb = 32 mm, and its thickness t is 10 mm. The shaft rotation frequency is n = 10200 rpm, and the circular shaft rotation speed is ω = 1068 rad / s.

Толщина втулки 8 равна 5,5 мм. Ширина "В" линейного участка конической поверхности отбортовки кольца 7 составляет 40 мм при конусности γ=0,0375 рад. Наибольший радиус наклонной поверхности конусной части отбортовки кольца составляет R2=48 мм, а наименьший - R1=46,5 мм. Радиус закругления криволинейного канала R=2 мм.The thickness of the sleeve 8 is 5.5 mm. The width "B" of the linear portion of the conical flanging surface of the ring 7 is 40 mm with a taper γ = 0.0375 rad. The largest radius of the inclined surface of the conical part of the flanging of the ring is R 2 = 48 mm, and the smallest - R 1 = 46.5 mm. The radius of curvature of the curved channel R = 2 mm

На длине L=4,5 мм минимальная и максимальная величина радиального кольцевого зазора "F" составляет соответственно е=10 мкм и b=20 мкм.For a length L = 4.5 mm, the minimum and maximum values of the radial annular gap "F" are respectively e = 10 μm and b = 20 μm.

Окружная скорость истечения масла из сопла (форсунок) складывается из окружной скорости вращения вала, на котором находится коллектор и скорости истечения масла из сопла.The peripheral velocity of the flow of oil from the nozzle (nozzles) is the sum of the peripheral speed of rotation of the shaft on which the manifold is located and the velocity of the flow of oil from the nozzle.

Окружная скорость выходного сопла коллектора составляетThe peripheral velocity of the output nozzle of the collector is

V=ω⋅(RB+t+λ)=1068⋅(0,032+0,01+0,0035)=48,6 м/с,V = ω⋅ (R B + t + λ) = 1068⋅ (0.032 + 0.01 + 0.0035) = 48.6 m / s,

где Rв - внутренний радиус вала,where Rв - the inner radius of the shaft,

Rв=0,032 м; t - толщина вала, t=0,01 м; λ - радиальное расстояние от внешней поверхности вала до выходного сопла λ=0,0035 м.Rv = 0.032 m; t is the thickness of the shaft, t = 0.01 m; λ is the radial distance from the outer surface of the shaft to the output nozzle λ = 0,0035 m

Для определения скорости истечения масла из сопла установим давление масла в коллекторе на уровне сопла.To determine the rate of oil outflow from the nozzle, set the oil pressure in the manifold at the nozzle level.

Давление масла в жиклере на уровне выходного сопла определяется центробежной силой массы масла в каналах "К" и "М", а также высотой λ и толщиной вала t и оно равноThe oil pressure in the nozzle at the level of the outlet nozzle is determined by the centrifugal force of the mass of oil in the channels "K" and "M", as well as the height λ and the shaft thickness t, and it is equal to

Figure 00000001
Figure 00000001

где m - масса столба масла, m=(λ+t)⋅S⋅ρ=0,0135⋅S⋅ρ; S - сечение каналов форсунки и вала; RC - радиус центра масс столба масла, RC=RB+(λ+t)/2=0,03875 м; ρ - плотность масла, 800 кг/м3.where m is the mass of the oil column, m = (λ + t) ⋅S⋅ρ = 0.0135⋅S⋅ρ; S is the cross section of the nozzle and shaft channels; R C is the radius of the center of mass of the oil column, R C = R B + (λ + t) / 2 = 0.03875 m; ρ - oil density, 800 kg / m 3 .

Скорость истечения масла через форсунку для несжимаемой жидкости и при площади сечения масляного канала для подачи масла к подшипнику, намного превышающий площадь форсунки определяется из зависимости БернуллиThe rate of oil flow through the nozzle for an incompressible fluid and with the cross-sectional area of the oil channel for supplying oil to the bearing, which is much larger than the area of the nozzle, is determined from the Bernoulli dependence

Figure 00000002
Figure 00000002

Результирующая скорость масляного потока в окружном направлении составит 83,2 м/с.The resulting oil flow velocity in the circumferential direction will be 83.2 m / s.

Скорость масляного потока на входе в зазор между роликом и внешним кольцом составитThe oil flow rate at the entrance to the gap between the roller and the outer ring will be

Figure 00000003
Figure 00000003

где R2 - наибольший радиус наклонной поверхности конусной части отбортовки, R2=0,048 м; В - осевая длина конической поверхности отбортовки, В=0,04 м.where R 2 is the largest radius of the inclined surface of the conical part of the flanging, R 2 = 0,048 m; B is the axial length of the conical flanging surface, B = 0.04 m.

При отсутствии движения двух пластин в радиальном направлении и движении только потока масла между пластинами, гидродинамическое давление в середине пластин в радиальном направлении определим из выраженияIn the absence of the movement of two plates in the radial direction and the movement of only the oil flow between the plates, the hydrodynamic pressure in the middle of the plates in the radial direction is determined from the expression

Figure 00000004
Figure 00000004

где h1 - начальная величина зазора 20⋅10-6 м; hcp - зазор в середине пластины 15⋅10-6 м; V - скорость потока масла, V=21 м/с; μ - динамическая вязкость масла при температуре 100°С, μ=0,0027 Нс/м2'; β - угол наклона пластин канала "F"; β=(b-е)/L=(0,02 -0,01)/4,5=0,0022 рад; L - длина радиального кольцевого зазора, L=4,5 мм; е - минимальном величина зазора канала, е=0,01 мм; b - максимальное величина зазора канала «F», b=0,02 мм;where h 1 - the initial value of the gap 20⋅10 -6 m; h cp is the gap in the middle of the plate 15⋅10 -6 m; V is the oil flow rate, V = 21 m / s; μ is the dynamic viscosity of the oil at a temperature of 100 ° C, μ = 0.0027 Ns / m 2 ' ; β is the angle of inclination of the plates of the channel "F"; β = (b-e) / L = (0.02-0.01) / 4.5 = 0.0022 rad; L is the length of the radial annular gap, L = 4.5 mm; e is the minimum value of the channel gap, e = 0.01 mm; b is the maximum gap value of the channel "F", b = 0.02 mm;

При площади кольцевой поверхности каждой из контактирующих пластин, равной S=0,00146 м2, уменьшение осевой силы на радиально-упорный подшипник составитWhen the annular surface area of each of the contacting plates is S = 0.00146 m 2 , the decrease in axial force on the angular contact bearing will be

FO=P⋅S=6⋅106⋅0,00146=8760H.F O = P⋅S = 6⋅10 6 ⋅0.00146 = 8760H.

Конструктивно подшипниковая опора весьма проста, ее монтаж также несложен. Весьма важно, что предложенное конструктивное решение позволяет отказаться от торцевых и радиальных уплотнений, применяемых при регулировании осевых сил с использованием гидравлических и пневматических устройств,Structurally, the bearing support is very simple, its installation is also simple. It is very important that the proposed design solution allows you to abandon the mechanical and radial seals used in the regulation of axial forces using hydraulic and pneumatic devices,

Использование данного решения также позволяет увеличить ресурс подшипника опоры за счет уменьшения осевой силы, действующей на него, без изменения тяговых характеристик двигателя.Using this solution also allows you to increase the bearing life of the bearings by reducing the axial force acting on it, without changing the traction characteristics of the engine.

Claims (1)

Опора ротора газотурбинного двигателя, содержащая имеющий возможность связи со статором двигателя корпус, в котором наружным кольцом смонтирован подшипник качения, внутреннее кольцо которого предназначено для монтажа полого вала ротора, на котором размещены маслоподводящие элементы струйного типа, связанные гидравлическими каналами с полостью вала, отличающаяся тем, что вал смонтирован во внутреннем кольце подшипника посредством промежуточной втулки, промежуточная втулка и внутреннее кольцо подшипника с одного торца поджаты упругим элементом, а к другому торцу подшипника пристыковано кольцо, имеющее в зоне отверстия кольцевую отбортовку, внутренняя поверхность которой имеет коническую форму с расширением в сторону подшипника, коническая поверхность отбортовки, наружная поверхность вала и торец промежуточной втулки образуют осевую масляную полость, выход маслоподводящих элементов размещен в зоне осевой масляной полости, причем между обращенными друг к другу торцами кольца и внутреннего кольца подшипника образован радиальный кольцевой масляный зазор, ширина которого уменьшается от оси подшипника к периферии, соединенный переходной кольцевой канавкой, образованной между поверхностями промежуточной втулки и кольца, с осевой масляной полостью.A rotor support of a gas turbine engine, comprising a housing capable of being coupled to the engine stator, in which a rolling bearing is mounted with an outer ring, the inner ring of which is designed to mount a hollow rotor shaft on which jet type oil-supplying elements are connected, connected by hydraulic channels to the shaft cavity, characterized in that the shaft is mounted in the inner ring of the bearing by means of an intermediate sleeve, the intermediate sleeve and the inner ring of the bearing are elastic m with an element, and a ring is attached to the other end of the bearing, having an annular flange in the hole zone, the inner surface of which has a conical shape with expansion towards the bearing, the conical flanging surface, the outer surface of the shaft and the end face of the intermediate sleeve form an axial oil cavity, the output of the oil supply elements is placed in the zone of the axial oil cavity, and between the ends of the ring and the inner ring of the bearing facing each other, a radial annular oil gap is formed, the width decreases from the bearing axis to the periphery, connected by a transitional annular groove formed between the surfaces of the intermediate sleeve and the ring with an axial oil cavity.
RU2016148892U 2016-12-13 2016-12-13 GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT RU173697U1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2016148892U RU173697U1 (en) 2016-12-13 2016-12-13 GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2016148892U RU173697U1 (en) 2016-12-13 2016-12-13 GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU173697U1 true RU173697U1 (en) 2017-09-06

Family

ID=59798261

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2016148892U RU173697U1 (en) 2016-12-13 2016-12-13 GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU173697U1 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2729561C1 (en) * 2019-09-04 2020-08-07 Публичное акционерное общество "ОДК - Уфимское моторостроительное производственное объединение" (ПАО "ОДК-УМПО") High-pressure rotor support of gas turbine engine

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU1161723A1 (en) * 1984-02-24 1985-06-15 Предприятие П/Я Г-4213 Rotor hydraulic relieving device
US4578018A (en) * 1983-06-20 1986-03-25 General Electric Company Rotor thrust balancing
RU2144995C1 (en) * 1998-12-02 2000-01-27 Открытое Акционерное Общество "А. Люлька-Сатурн" Gas-turbine engine support
US7731476B2 (en) * 2007-01-30 2010-06-08 Technology Commercialization Corp. Method and device for reducing axial thrust and radial oscillations and rotary machines using same
RU159639U1 (en) * 2015-10-01 2016-02-20 Юрий Борисович Назаренко DEVICE FOR SUPPLYING OIL TO A BEARING OF A GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4578018A (en) * 1983-06-20 1986-03-25 General Electric Company Rotor thrust balancing
SU1161723A1 (en) * 1984-02-24 1985-06-15 Предприятие П/Я Г-4213 Rotor hydraulic relieving device
RU2144995C1 (en) * 1998-12-02 2000-01-27 Открытое Акционерное Общество "А. Люлька-Сатурн" Gas-turbine engine support
US7731476B2 (en) * 2007-01-30 2010-06-08 Technology Commercialization Corp. Method and device for reducing axial thrust and radial oscillations and rotary machines using same
RU159639U1 (en) * 2015-10-01 2016-02-20 Юрий Борисович Назаренко DEVICE FOR SUPPLYING OIL TO A BEARING OF A GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2729561C1 (en) * 2019-09-04 2020-08-07 Публичное акционерное общество "ОДК - Уфимское моторостроительное производственное объединение" (ПАО "ОДК-УМПО") High-pressure rotor support of gas turbine engine

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US8845282B2 (en) Seal plate with cooling passage
US5791868A (en) Thrust load compensating system for a compliant foil hydrodynamic fluid film thrust bearing
US6623164B1 (en) Hydrodynamic journal bearing
US8545106B2 (en) System and method for isolating a rolling-element bearing
EP2224103B1 (en) Bearing support apparatus with squeeze film damper
CA2945106A1 (en) Bearing with drained race and squeeze film damper
CN109415950B (en) Fluid damping air bearing with integrally formed components
CN107420201B (en) System and method for a variable squeeze film damper
US7731476B2 (en) Method and device for reducing axial thrust and radial oscillations and rotary machines using same
US9638244B2 (en) Axial bearing arrangement
US20190257214A1 (en) Seal and bearing assembly with bearing outer portion defining seal static portion
JP2017150484A (en) Core differential bearing with centering spring and squeeze film damper
EP3040568B1 (en) Bearing structure with two juxtaposed rolling bearings and a pressure chamber with a resilient wall for preloading the bearings and for equalising the axial load on the two bearings
EP3536901B1 (en) Bearing rotor thrust control
CN108799399B (en) Squeeze film damper assembly
US9657594B2 (en) Gas turbine engine, machine and self-aligning foil bearing system
EP3118461B1 (en) Gas turbine engine
RU173697U1 (en) GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT
CN110268174B (en) Roller element bearing with preloaded hydrodynamic cage guide
US8070435B1 (en) Split ring wedge bearing damper
RU185233U1 (en) GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT
US5232334A (en) Rotary machine having an axial abutment that retracts automatically by means of a flexible membrane subjected to the pressure of a fluid
US11473448B2 (en) Externally pressurized fluid-film bearing system including hermetic fluid damper with pass-through channels
EP3835606A1 (en) Curved beam centering spring for a thrust bearing
US10082037B2 (en) Gas turbine having at least two shafts designed as hollow shafts at least in some areas and arranged coaxially relative to one another