Лопатки Осевая сила, действующая на лопатки

Осевая сила, действующая на лопатки 290 [c.689]

На рис. 92, а приведены зависимости осевой силы, действующей на лопатки колеса, от подачи для следующих вариантов насосов [c.157]

Аэродинамические силы, действующие на лопатку осевого компрессора, могут быть найдены по формулам (22), (24) и (25), но направление этих сил иное, чем у лопаток турбин. Так как с и > сщ, сила Ри направлена в сторону, противоположную вектору окружной скорости (рис. 73), т. е. в сторону отрицательного направления оси и. В формуле (24) 66 [c.66]

Работы, проведенные для проверки приемлемости данной методики, подтвердили ее правомочность для расчета осевых сил, действующих на рабочие колеса гидродинамических передач. На рис. 2, а, б показаны экспериментальные кривые осевых сил, построенные в зависимости от скольжения для муфт (рис. 3) с радиальными лопатками с тором и без тора. [c.9]

Неоднородность потока приводит также к возникновению пульсирующих аэродинамических сил (нестационарных нагрузок), которые могут вызвать опасные вибрации лопаток последующей решетки. С увеличением осевого зазора до (0,6. .. 0,8) Ь происходит выравнивание потока и нестационарные аэродинамические силы, действующие на лопатки, уменьшаются почти до нуля, что благоприятно влияет на вибропрочность лопаток. [c.66]

Осевая сила, действующая на все лопатки, [c.290]

Силы, действующие на лопатки осевой машины [c.51]

Преобразование энергии на рабочих лопатках. В результате воздействия потока на рабочие лопатки возникает окружное и осевое усилия первое вращает ротор, второе воспринимается упорным подшипником. Для нахождения их величины применим к рабочему телу уравнение количества движения. В канал, образованный лопатками (рис. 4.4), за время дх поступает элементарная масса рабочего тела со скоростью Су. В установившемся движении такое же количество пара или газа вытекает из канала со скоростью Са- Изменение количества движения рабочего тела равно импульсу сил, действующих на поток (в данном случае сил реакции стенок канала Яр) [c.114]

Согласно (4.13) и (4.14) окружная составляющая и осевая составляющая Ра силы, действующей на одну лопатку, равны [c.277]

В ГЦН с направляющим аппаратом указанная выше неравномерность имеет место вдоль каждой лопатки, а полная осевая симметрия потока за колесом также отсутствует. Следствием нарушений круговой симметрии в распределении давлений и скоростей за колесом и является появление неуравновешенной поперечной силы, действующей на ротор насоса. Чем больше неравномерность, а она возрастает с удалением от расчетной подачи, тем больше и радиальная сила. [c.197]

При рассмотрении ряда вопросов теории лопаточных машин и реактивных двигателей возникает необходимость определения сил и моментов сил, действующих на газовый поток со стороны обтекаемых тел, или обратная задача — определение сил воздействия движущегося газа на тела, находящиеся в потоке. Примером таких задач может служить нахождение окружных и осевых усилий, действующих на лопатки компрессоров и турбин, определение силы тяги, создаваемой двигателем и т. п. [c.27]

При необходимости можно, используя далее формулы (2.50), (2.48) и (2.47), вычислить также коэффициенты Сх и Су. Однако поскольку в инженерных расчетах авиационных осевых ступеней используют чаще всего именно указанные выше кинематические параметры потока и коэффициенты потерь, а действующие на лопатки силы также могут быть выражены через эти параметры по формулам (2.2), результаты продувок компрессорных решеток обычно представляют непосредственно в виде зависимости угла поворота потока в решетке и коэффициента потерь от угла атаки, как показано на рис. 2.26, где приведены типичные результаты испытаний плоской компрессорной решетки при малых числах М потока. [c.81]

Осевые и окружные составляющие газодинамических сил, возникающих как на сопловых лопатках первой ступени турбины, так и всех остальных ступеней, распределяются между наружным и внутренним корпусами так же, как это было показано в предыдущем подразделе. В случае расположения турбинного подшипника перед рабочим колесом первой ступени усилия, действующие на турбинную опору со стороны ротора, изгибают внутреннюю оболочку как консольную балку. В случае расположения турбинной опоры за рабочим колесом первой ступени все нагрузки передаются на наружную оболочку. [c.35]

При вращении насосного колеса жидкость, находящаяся в круге циркуляции, перемещается под действием центробежной силы от центра колеса к периферии, благодаря чему в потоке накапливается кинетическая энергия. Пройдя по каналам между лопатками, жидкость выбрасывается из насосного колеса, перемещается в осевом направлении, попадает на лопатки турбинного колеса и давит на них, заставляя колесо вращаться в сторону вращения насосного колеса. По мере перемещения по лопаткам турбины кинетическая энергия потока жидкости убывает, превращаясь в механическую энергию ведомого вала и частично в потери. [c.395]

Пусть X И Y — соответственно осевая и тангенциальная силы, действующие на поток жидкости на каждой единице длины лопатки. Сила X, действующая в осевом направлении, определяется выражением [c.32]

Движущийся поток действует на рабочие лопатки с силой Р. Проекция этой силы на ось машины Рг (осевая сила) воспринимается упорными подшипниками, предотвращающими смещение ротора вдоль оси, а проекция на направление окружной скорости (окружная сила) вызывает вращение ротора. [c.168]

Осевые силы в паровой турбине. Осевое усилие, действующее на ротор турбины, обусловлено давлением пара на рабочие лопатки и на уступы ротора, а также динамическими усилиями, возникающими при обтекании лопаток паром [20]. Динамические усилия малы, и ими обычно можно пренебрегать. [c.152]

Опорные подшипники воспринимают нагрузки, действующие в радиальном направлении (собственный вес ротора, центробежные силы неуравновешенной массы ротора, окружные усилия и др.), и определяют радиальные зазоры в уплотнениях и в проточной части. Упорные подшипники воспринимают нагрузки, действующие в осевом направлении (усилия от неуравновешенного давления пара на лопатки, нестационарные газодинамические возмущения в проточной части и др.), и определяют осевые зазоры в уплотнениях и проточной части. [c.22]

Перо лопатки осевых турбин и компрессоров должно быть рассчитано на растяжение центробежной силой и на изгиб силами давления газа (пара). Если центры тяжести всех сечений лопатки не лежат на прямой, проходящей через ось вращения, то необходимо определить возникающие в этом случае напряжения изгиба от центробежных сил. Напряжениями кручения, которые могут возникнуть в лопатке, обычно пренебрегают. Перо лопатки радиальных паровых турбин должно быть рассчитано на изгиб под совместным действием центробежной силы и давления пара. [c.46]

Благоприятному влиянию выравнивания потока на обтекание рабочих лопаток противостоит отрицательное действие сил трения на цилиндрической поверхности, ограничивающей закрытый осевой зазор, и внутреннее трение при выравнивании потока. Некоторое значение имеет также изменение утечек через зазоры, связанное с повышением степени реактивности в осевом зазоре. Все эти факторы были подробно исследованы в БИТМ [36]. Опытами было установлено, что при работе на однофазном потоке в ступенях с относительно длинными лопатками к. п. д. мало изменяется при значительном увеличении закрытого зазора. В области малых осевых зазоров наблюдался даже некоторый рост к. п. д. с увеличением этого зазора. [c.182]

В паровых турбинах в результате процесса расширения пара в каждой из ее ступеней создаются составляющие скорости в тангенциальном и аксиальном направлениях. Если тангенциальная составляющая скорости парового потока служит для отдачи ротору турбины полезной энергии, то аксиальная скорость создает действующее на него осевое давление. Сумма всех действующих на ступени турбины осевых давлений составляет упорное давление. К силам, приложенным к ротору во время его работы, относятся статические и динамические усилия, действующие на лопатки ротора, на диски и на его уступы. [c.244]

Важную роль в работе осевого компрессора имеют осевые зазоры Asj и As2 между рабочими и направляющими лопатками. Большая неоднородность поля скоростей в закромочном следе (коэффициент неоднородности поля скоростей s = АСа/Са доходит до 30. .. 40 %) существенно ухудшает обтекание профилей последующей решетки (особенно на больших углах атаки). При малых осевых зазорах, когда неоднородность потока велика, обтекание профилей при переменных углах атаки вызывает дополнительные потери. Изменение КПД ступени при увеличении осевого зазора обусловливается благоприятным влиянием выравнивания потока, отрицательным действием сил трения на граничных поверхностях в зазоре и изменением утечек. В зависи- [c.65]

Осевое усилие Р состоит из двух слагаемых осевого усилия Р, создаваемого рабочим телом, текущим по лопаткам осевого усилия Р", действующего вследствие разности давлений перед и за лопатками. Усилие Р является проекцией на направление оси турбины силы Р, действующей со стороны рабочего тела на лопатки. Поэтому на основании уравнения (П.24) можно написать [c.180]

Насос состоит из лопастных колес, вращающихся па валу, и спирального корпуса. Перед пуском насос заливают водой. Вода при работе насоса поступает к нему по всасывающему трубопроводу 2 с приемным клапаном 1 и сеткой, предохраняющей клапан от засорения. Попадая на лопатки рабочего колеса 3 в осевом направлении, вода подхватывается лопатками и под действием центробежной силы отбрасывается в улиткообразный канал, окружающий вращающееся колесо, а затем в нагнетательный трубопровод 6. При выбрасывании воды из рабочего колеса в центральной его части создается разрежение, благодаря которому под внешним давлением вода по всасывающему трубопроводу 2 поступает в насос. Таким образом, при непрерывном вращении рабочего колеса вода постоянно движется через насос. [c.100]

На элементы соединения действуют центробежная сила от пера и хвостовика лопатки, центробежная сила выступа диска, окружная и осевая составляющие от газодинамических сил потока. Последние две силы вызывают изгиб элемента соединения лопатки, но влияние их незначительно. Поэтому обычно напряженное состояние элементов соединения определяют только от действия центробежных сил. Расчетная схема представлена на рис. 3.21. При расчете соединения типа ласточкин хвост определяют [c.78]

Задний корпус компрессора служит для силовой связи между компрессором и горячей частью двигателя. В нем размещается подшипник задней опоры ротора компрессора. Задний корпус состоит из силовых колец, наружного и внутреннего, радиальных связей, жестко связывающих силовые кольца, силовой диафрагмы, соединяющей внутреннее кольцо о корпусом подшипника (см. рис. 3.40, б). В качестве радиальных силовых связей используются либо лопатки спрямляющего аппарата компрессора 9 (рис. 3.40, б), либо профилированные обтекаемые стойки 9 (см. рис. 3.5). На заднем корпусе, его наружном силовом кольце, расположены основные, передающие тягу узлы крепления двигателя к самолету 7 (см. рис. 3.40, б). Помимо усилий, действующих на корпус направляющих аппаратов, задний корпус нагружается также радиальной и осевой силой значительной величины, если в нем расположена опора о радиально-упорным подшипником 13. Из всех частей корпуса компрессора задний является наиболее нагруженным узлом двигателя и поэтому к нему предъявляются повышенные требования в отношении прочности и жесткости. [c.108]

Замковое соединение лопаток с диском обеспечивает передачу окружного усилия на диск и фиксирует лопатку при действии на нее осевых, центробежных сил и изгибающих моментов. Наиболее простое соединение получается с Т-образным замком (рис. 10.21,6). Однако соединение замком типа елочка (рис. 10.21, в) позволяет увеличить поверхность, воспринимающую нагрузку, что необходимо для достижения требуемой прочности соединения. Для установки пакета лопаток в ободе диска вьшолняется вырез трапециевидной формы. По окончании установки и полного набора лопаток вырез закрывается замком, который фиксируется в осевом направлении штифтами. Замок типа елочка конструктивно и технологически сложен, но обладает высокими прочностными характеристиками и применяется в ТНА двигателей больших тяг. [c.222]

Если рабочее колесо центростремительной турбины имеет покрывной диск, то на него дополнительно действуют две составляющие осевой силы, а именно — осевая сила, действующая на внутреннюю (с лопатками) поверхность покрывного диска — осевая сила, действующая на наружную поверхность покрывного диска. [c.272]

Заменив силу реакции R u лопаток силой Ru, с которой поток действует на них Ru = —R u), получим уравнение для определения окружного усилия, действующего со стороны потока пара на рабочие лопатки турбинной ступени осевого типа [c.37]

Порядок измерения осевой силы следующий. Вентилями 3, 4, 6 и 7 создается перепад давлений на поршне 5, при котором колесо устанавливается в среднем положении относительно корпуса. Записываются показания манометров И и 13. Показания манометров 15 и 18 при среднем положении колеса одинаковы Зная площадь поршня 5, можно по показаниям манометров П и 13 вычислить осевую силу, действующую на лопатки рабочего колеса. [c.156]

Лопатки компрессоров. На лопатки как осевых, так и центробежных компрессоров обычно действуют значительные вибрационные нагрузки. В связи с этим основными требованиями являются высокая усталостная прочность материала и его способность к демпфированию колебаний. Поскольку в компрессорах конструкционное демпфирование играет сравнительно меньшую роль по сравнению с аэродинамическим, а иногда и демпфированием в материале, то выбор материала лопаток и режима его термообработки проводят с учетом требования получения декремента затухания максимально возможного значения. Следует иметь в виду, что логарифмический декремент затухания колебаний у широко применяемых для лопаток хромистых сталей с повышением температуры, уровня вибрационных и растягивающих напряжений увеличивается. Тем не менее вибрационные напряжения в рабочих лопатках иногда достигают 200 МПа. Так, повреждения от ударов посторонним предметом или коррозионные повреждения (коррозионное растрескивание) являются концентраторами, резко снижающими усталостную прочность лопаток. Поэтому используются все меры, позволяющие повысить предел усталости, в частности соответствующая обработка поверхности. Требования коррозионной стойкости материала и его сопротивления коррозионной усталости являются особенно важными для компрессоров газовых турбин, работающих в морских условиях. Материал компрессорных лопаток, работающих на загрязненном воздухе, должен противостоять эрозии. В противном случае сопротивление эрозии должно обеспечиваться применением специальных покрытий. Под действием центробежных сил в лопатках возникают растягивающие напряжения, поэтому материал должен также обладать определенным уровнем прочностных свойств при рабочих температурах. Особенно существенным становится это требование для высокооборотных компрессоров. В компрессорах с большими степенями сжатия температура лопаток может достигать уровня, при котором необходимо учитывать изменение характеристик материала во времени, в частности сопротивление ползучести. [c.40]

Рис. 34. Расчетные и экспериментальные осевые силы, действующие на рабочие колеса муфты с тором и радиальными лопатками при невращающе.чся кожухе (при П1=400 об/мин и давлении питания ра 5 м вод. ст.)

С помощью выражения (5.16) найдем осевую силу, действующую на диск с лопатками. Имея в виду, что на поверхность, ограниченную радиусами Гд и (см. рис. 3,24), воздействует давление Ртмп, получим [c.313]

Анализ движения двухфазной среды через отдельные элементы осевой ступени и сил, действующих на пленку жидкости на поверхности лопаток, позволпл наметить пути для создания специальной осевой ступени-сепаратора. Основная особенность ее конструкции заключается в том, что периферийная часть рабочих лопаток выполнена, как компрессорная решетка со сравнительно малым шагом. Влага, попадающая на поверхность рабочих лопаток в корневых сечениях, отбрасывается кориолисовыми силами к входной кромке и далее к верхним сечениям лопатки. В периферийных сечениях, где концентрация влаги максимальна, также происходит отбрасывание жидкой пленки к входной кромке лопатки. Таким образом специальная ступень позволяет эффективно отсепарировать влагу из проточной части турбины и отказаться от громоздких выносных сепараторов. Следует, однако, отметить, что к. п. д. такой ступени-сепаратора будет существенно ниже по сравнению с к. п. д. обычных ступеней. [c.384]

В некоторых конструкциях осевых компрессоров, например, для стационарных ГТУ, применяются также ступени с отрицательной предварительной закруткой. Из формулы (2.32) видно, что введение отрицательной закрутки ( i <0) приводит к увеличению степени реактивности. Если выполнить ступень таким образом, чтобы iu=—0,5Дш , то степень реактивности согласно (2.32) будет равна 1,0, т. е. все повышение давления воздуха произойдет в колесе, а спрямляющий аппарат будет только поворачивать воздушный поток, ие изменяя его скорости. Схема и треугольник скоростей такой ступени показаны на рис. 2.14. Как видно, при заданном значении и скорость Wi оказывается в этом случае значительно больше, чем была бы при осевом входе. Увеличение скорости потока, обтекающего лопатки рабочего колеса, позволяет в ряде случаев увеличить аэродинамические силы, действующие на рабочие лопатки, и благодаря этому увеличить энергию, передаваемую колесом ступени воздуху при данной окружно скорости, и соответственно увеличить напорность ступени, [c.63]

Роторы с насадными дисками состоят из вала и насаженных на него дисков с рабочими лопатками. Обычно диски имеют обод, полотно и ступицу. На ободе выполняются пазы для крепления лопаток. Так как центробежные силы, действующие на вращающиеся диски, увеличиваются от их периферии к центру, толщина дисков должна быть тем больше, чем ближе к оси вращения турбины. В месте посадки на вал на дисках выполняют ступицу. Крутящий момент передается от дисков валу трением, создаваемым контактным давлением, возникающим вследствие того, что диски насаживают на вал с натягом. Для гарантированной передачи крутящего момента между каждым диском и валом устанавливают шпонку. Иногда между дисками ЦНД устанавливают торцевые шпонки, которые связывают их со втулкой насаженной на вал и связан1юй с ним осевой шпонкой. [c.118]

Ротор является наиболее ответственной частью турбины. В условиях эксплуатации турбины ротор подвергается действию центробежных сил, крутящего и изгибающего моментов, растягивающих осевых сил и нагрузки от собственного веса. Лопатки и диски ротора при действии на них возмущающих сил как от рабочей среды (пара, газа), а также и по другим причииам, работают в условиях вибрации со знакопеременными напряжениями. По своей конструкции роторы разделяются иа дйсковые, цельнокованые, барабанные и комбинированные. [c.59]

Другим видом нагрузки, действующей на диски, являются газодинамические и газостатические осевые силы. Осевые газодинамические силы возникают на лопатках, а газостатические — вследствие разности статических давлений на переднюю и заднюю стороны диска. Вследствие большой поверхности, ометаемой лопатками, и собственной поверхности диска осевая сила также может достигать больших значений, исчисляясь сотнями килоньютонов (десятками тонн). Эти осевые силы создают изгиб дисков. Возникающие при этом напряжения изгиба зависят от способа соединения дисков между собой и с валом, от распределения давлений вдоль радиуса диска, от мест расположения воздушных уплотнений и других конструктивных особенностей. Напряжения изгиба могут достигать больших значений, особенно в дисках компрессоров и вентиляторов, имеющих тонкие стенки и лопатки больших размеров. [c.282]

При определении осевой силы исключаются силы, действующие на втулки рабочих колес и части рабочего колеса, входящие в состав других элементов ротора (например, разгрузочных устройств, гидродинамических радиальных уплотнений с торцовыми лопатками). Кроме того, не рассматриваются пренебрежимо малые для большинства агрегатов подъемные архимедовы силы, а также гидродинамические силы, возникающие вследствие вибрации ротора. [c.62]

Рассмотрим движение элементарной массы потока пара dm через каналы ступени турбины (рис. 15.13). Поток пара входит в каналы рабочих лопаток под углом ai со скоростью i и выходит из них под углом Щ со скоростью С2- Результирующая центробежная сила действия потока на рабочие лопатки равна i2, а ее проекции на направление окружной скорости (в направлении оси х) и ось турбины (в направлении оси у) соответственно Ru я Ra- Усилие потока, действующее в направлении окружной скорости Ru, создает полезный крутящий момент на валу т фбины, а усилие Ra, действующее в направлении оси турбины, является вредным, так как нагружает опоры (подшипники) в осевом направлении. [c.382]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...