между валом и вкладышем или приданием вкладышу специальной конфигурации (лимонная расточка и т. п.). Однако эти меры не всегда дают положительный эффект. В ГТУ мощностью 10 000 квт фирмы СТАЛ, где удельные нагрузки в большинстве подшипников составляют 0,7—2,6 кГ/см², отмечались чрезмерные вибрации роторов. Для обеспечения стабильной работы подшипников их верхние вкладыши были смещены относительно нижних в поперечном направлении (рис. 200); это привело к образованию двойного масляного клина и фиксации положения вала в пространстве. Такая же схема принята и в слабонагруженных подшипниках турбины высокого давления ГТУ мощностью 40 000 квт этой же фирмы.

В консольных двухопорных роторах центр тяжести располагается за пределами опор — между передним подшипником и диском, а задний подшипник воспринимает нагрузку своей верхней половиной. Это создает неопределенность в положении ротора. Задний подшипник нагружен в несколько раз меньше, чем передний, а при большом расстоянии между опорами нагрузка может быть близка к нулю. Ряд заводов и фирм, чтобы не иметьвибраций и расцентровок вала, вводят специальный противовес ла валу ротора между подшипниками (рис. 183, б, д, е и к). Противовес выбирают таким образом, чтобы удельное давление на заднем подшипнике было не ниже допустимого уровня, достаточного для устойчивой работы подшипника. Увеличение удельной нагрузки заднего подшипника может быть достигнуто также сокращением его диаметра.

Роторы с противовесом удобно обрабатывать, балансировать и транспортировать, так как они не требуют специальных приспособлений для предотвращения их опрокидывания. Из этих соображений противовесы вводят даже в консольные трехопорные роторы турбокомпрессоров. В конце вала такого консольного