Решетка лопаточная

Вернемся теперь к поставленной нами примерной задаче (рис. 56). В настоящее время разработаны методы расчетов потенциального потока в решетках лопаточных профилей, при использовании которых получается интегральное решение основных уравнений процесса течения. Можно решить так называемую прямую задачу, т. е. при заданной решетке найти поле скоростей потенциального обтекания решетки потоком, оценив затем потери течения при различных режимах обтекания. Решается и обратная задача по заданному потоку рабочего агента построить решетку с рациональным распределением скоростей (давлений) по поверхности лопаточного профиля, обеспечивающим минимальные потери энергии. [c.180]

Рис, 1. Схемы турбомашин, л —осевая турбина /5 —осевой компрессор б — центробежный компрессор г — диагональная турбина —рабочая решетка 2—направляющая решетка 3 —спрямляющая решетка —лопаточный диффузор. [c.10]

Воздух от компрессора подается в ресивер и ускоряется в направляющем аппарате с поворотными лопатками, из которого направляется на исследуемую решетку. Лопаточный направляющий аппарат по сравнению с обычно применяемым направляющим каналом (например, в установке У-1), обеспечивает малые габариты установки, позволяет легко изменять угол входа потока и дает высокую равномерность потока на входе. [c.495]

Решетка профилей лопаток рабочего колеса турбины (рис. 5.8) аналогично решетке лопаточного венца осевого компрессора может быть охарактеризована [c.195]

Рассмотрим радиальную решетку лопаточной машины, например насоса (рис. 14.5). Выделим струйку Ат. Для элементарной струйки в относительном движении (так как только в относительном движении поток можно рассматривать установившимся) уравнение моментов количества движения, действующих на струйку, имеет вид [c.146]

В технике под терминами лопаточная машина , лопастная машина или турбомашина понимают машину, в которой происходит преобразование внешней механической энергии (энергии на валу) в энергию протекающей жидкости (газа) или, наоборот, —преобразование энергии жидкости (газа) во внешнюю механическую энергию, совершаемое при обтекании потоком жидкости вращающейся лопаточной решетки (лопаточного венца). Вращающаяся лопаточная решетка является рабочим органом машины, откуда и происходит название лопаточная машина . Лопатки укреплены на диске колеса. Диск с лопатками будем называть рабочим колесом. [c.27]

Лопаточные решетки (лопаточные венцы), образующие ступень лопаточной машины, трехмерны, но если ступень рассечь соосными поверхностями вращения (например, для осевой машины цилиндрическими поверхностями), отстоящими -друг от друга на бесконечно малое расстояние, то получим элементарную ступень лопаточной машины, состоящую в развертке из двухмерных плоских лопаточных профилей. [c.34]

Рис. 1.1. Решетка лопаточного венца осевого компрессора.

Результаты проверки эффективности предложенных газораспределительных устройств видны по эпюрам скоростей. Коэффициент неравномерности при установке уголковой решетки как при горизонтальном расположении одной из полок уголков, так и при наклонном, УИк = 1,11 (Л к = 1,26), а при установке жалюзийной (лопаточной) решетки УИк = = 1,14 (А = 1,34). [c.252]

С задачей обтекания прямолинейной решетки мы сталкиваемся в осевых компрессорах и турбинах при изучении течения через неподвижные и вращающиеся лопаточные венцы с цилиндрическими поверхностями тока. В этом случае элементарный венец, т. е. лопаточный венец, ограниченный двумя близкими поверхностями тока, можно превратить в прямолинейную решетку, развернув его на плоскости для того чтобы обтекание всех профилей было одинаковым (как в лопаточном венце), решетка должна состоять из бесконечного числа профилей. [c.6]

В качестве наиболее простого примера, имеющего непосредственное отношение к явлениям, происходящим при обтекании потоком вязкой жидкости неподвижных лопаточных каналов, рассмотрим обтекание решетки прямых (лопаток) постоянного профиля, ограниченных двумя параллельными плоскостями, нормальными к образующим (рис. 10.79). [c.103]

Углы входа и выхода лопаточного аппарата — углы между касательными к средней линии профиля и осью решетки соответственно на входе и выходе он, ih, Pip, Ргр, 2н, [c.98]

Угол атаки г — разность между углами входа лопаточного аппарата и потока на входе в решетку. [c.98]

Различают одно- и двухпоточные конструкции РОС (рис. 1.1,6, в). Входное устройство 1, обеспечивающее равномерный подвод рабочего тела в ступень, обычно выполняется в виде улитки с тангенциальным подводом. Направляющий аппарат (НА) 2 может быть выполнен безлопаточным и эффективно использоваться в ряде специфических конструкций РОС. Рабочее колесо (РК) 3 закрепляется на валу 4. В общем случае РК состоит из несущего диска 5 и лопаточной решетки б. Лопатки колес малоразмерных агрегатов выполняются едиными в радиальной и осевой части рабочей решетки. Для упрощения изготовления решетка РК может выполняться сборной. В этом случае радиальная часть рабочей решетки выполняется за одно целое с несущим диском, а осевая решетка набирается из приставных лопаток или изготовляется вместе со втулкой отдельной деталью. Лопатки осевой решетки РК называют концевыми, или бустерными. [c.8]

ДРОС по Кириллову (1957 г.) [53] содержит лопаточное сопло, безлопаточный конфузор и РК с центральным разделителем потока, снабженным покрышками в радиальной части рабочей решетки. Входные кромки рабочих лопаток могут быть загнуты навстречу потоку рабочего тела (подробное описание см, п. 2.5). [c.66]

Каждое полукольцо лопаточной решетки изготовляется с количеством лопаток на 2—3 штуки большим, чем требуется по чертежу. [c.28]

После контроля лопаточной решетки она передается для окончательной сварки лопаток с бандажными лентами. [c.31]

Лопаточная решетка изготовляется с припуском по ширине лен точных бандажей примерно по 8 мм на сторону. [c.154]

Исходной позицией при выборе лопаточных профилей являются углы натекания и схода потока с решетки. Обычно считается, что угол натекания потока на сопловую решетку равен приблизительно 90°. Выбор угла выхода с этой решетки tj следует согласовать (приближенно) с результатами габаритных расчетов проточной части, выполненных раньше. Из таких расчетов следует взять [c.18]

Теория турбинной и компрессорной ступеней должна быть построена исключительно на газодинамической базе. Основная задача такой теории — расчетное построение характеристики ступени, которое освещено в основном в гл. I. Прежде всего необходимо показать, как можно расчетным путем получить наивыгоднейший профиль лопатки для заданных параметров потока перед и за решеткой и распределение давлений потока по контуру профиля. Затем объяснить физическую сущность влияния на потери течения через канал лопаточной решетки чисел УИ и Re в потоке и влияние на потери шага профилей в решетке, показать влияние ширины решетки и вывести основные правила конструирования лопаточного профиля. Влияние указанных факторов следует рассматривать с точки зрения снижения потерь в потоке, текущем через лопаточный канал сначала прямой решетки, а затем круговой. [c.160]

Однако, пользуясь указанными материалами, проектировщик должен знать, как они получены, и уметь в сомнительных случаях сам выполнить необходимые расчеты. Конечно, в первую очередь для этого целесообразно использовать упрощенные расчетные методы. К ним следует в настоящее время причислить метод расчета потенциального потока через лопаточный канал решетки, достаточно полно разработанный специалистами-газо-динамиками (см. работу [10]). Расчетные характеристики, полученные данным методом, хорошо согласуются с результатами расчетов более точными методами. [c.181]

Обычно каждое предприятие, проектирующее пли изготовляющее лопаточные машины, специализированные кафедры втузов и любое заинтересованное такого рода исследованиями учреждение легко может оборудовать у себя экспериментальные стенды и исследовать интересующие его решетки профилей. Таких газодинамических стендов в настоящее время весьма много большое количество различных решеток исследовано и имеется богатый экспериментальный материал, который теперь хорошо обработан, обобщен и дает надежные вспомогательные данные для проектирования частей лопаточных машин. [c.188]

Несомненно, что сам лопаточный профиль, из которого составлена испытуемая решетка, в первую очередь и главным образом влияет на величину потерь обтекания, перечисленных выше. Чтобы определить степень этого влияния, каждому лопаточному профилю посвящали серию исследований, и полученные характеристики приписывались решеткам, составленным из данного профиля, и представляли собой как бы паспорт этого профиля. [c.189]

Единственно, что возбуждает законные сомнения проектировщика проточной части лопаточных машин (и, главным образом, турбин) — это самозарождение лопаточных профилей, решетки которых испытаны и в настоящее время продолжают испытываться. Надо сказать, что в процессе таких испытаний испытатели видели по типу и ходу получаемых характеристик некоторые недостатки испытуемого лопаточного профиля и пытались исправить их путем некоторых изменений обвода (контура) профиля по своим соображениям. Исправленные профили в какой-то степени ликвидировали недостаточность характеристик, но не убеждали в пригодности исправленного контура профиля к применению в проточной части машины при ее проектировании. [c.190]

Самый подбор лопаточных профилей для лабораторных испытаний в плоских решетках путем воздушной продувки следует считать случайным и несистематичным. Такое мнение складывается на основе наблюдений за развитием профилирования турбинных лопаток в течение длительного промежутка времени, начиная с первых турбоагрегатов промышленного значения. [c.190]

Нам представляется, что у лопаточных профилей должны еще существовать конструктивные характеристики, которые, базируясь на газодинамических исследованиях профилен в решетках, определяли бы конструктивные формы профиля. В совокупности конструктивные характеристики лопаточного профиля должны быть достаточны, чтобы по ним можно было построить контур профиля (поперечное сечение лопатки). Вместе с тем та же совокупность должна быть так связана с потоком, обтекающим решетку профилей, чтобы решетка имела требуемые экономические характеристики. [c.192]

Кроме формы лопаточного профиля (что является основным влияющим фактором и учитывается тем, что каждый профиль имеет свою характеристику) коэффициент потерь С зависит от относительного шага установки лопаток в решетке 7, от угла натекания потока на решетку, который в данном случае обычно принимается равным о = 90° 00, и от угла установки профилей в решетку Ру. Кроме того, коэффициент потерь зависит от чисел Rej и на входе в решетку. [c.197]

Кроме профильных потерь, отраслевые нормали позволяют учесть и концевые потери в решетке. В рассматриваемом примере это можно сделать по экспериментальному графику на стр. 24, приложения П1 в [21]. Концевые потери обусловливаются вторичными течениями в лопаточных каналах и зависят от относительной высоты лопаток и газодинамической конфузорности каналов решетки К, которая выражается формулой [c.199]

Процесс течения газа через решетки лопаточной машины является весьма сложным. Теоретическое решение задачи неетационарного пространственного движения ВЯЗКОЙ. сжимаемой жидкости в решетке представляет большие трудности. Правильный подход к решению этой задачи заключается в исследовании упрощенных моделей действительного процесса, сохраняющих его наиболее существенные черты, с учетом и последующим анализом влияния второстепенных факторов. [c.452]

Таким образом, сверхзвуковой поток, прежде чем попасть в межлопаточный канал, проходит через бесконечную систему ударных волн с постепенно увеличивающейся интенсивностью в области между соседними ударными волнами поток разгоняется до все больших скоростей (по мере приближения его к фронту решетки). Перед участком ударной волны, расположенным у входа в межлопаточный канал, газ движется поступательно с числом Маха, равным Мта1- На этом участке происходит наиболее интенсивное торможение потока, в результате которого на выходе из межлопаточного канала устанавливается дозвуковое течение. При этом величина потерь полного давления в различных элементарных струйках, прошедших через систему ударных волн, будет различна, так как интенсивность волн падает слева направо. Следовательно, при рассматриваемом обтекании решетки идеальным невязким потоком газа в достаточно удаленном от входа сечении межлопаточного канала, где статическое давление, а значит, и направление скорости уже постоянны по его ширине, величина скорости останется переменной. С целью упрощения задачи будем предполагать, что в результате турбулентного обмена между струйками поток внутри межлопаточных каналов полностью выравнивается и в соответствии с этим за решеткой устанавливается равномерный по шагу поток с постоянными статическим и полным давлениями, причем направление этого потока совпадает с направлением пластин (угол отставания б равен нулю). Важно отметить, что сделанное здесь предположение о выравнивании потока в межлопаточных каналах существенно отличается от сделанного в предыдущем параграфе предположения о выравнивании потока в сечении далеко за решеткой. В этом последнем случае мы только несколько завышаем потери по сравнению с теми потерями, которые имеются в невязком потоке газа, оставляя при этом неизменным течение в самой решетке, а следовательно, неизменным и силовое воздействие потока на нее. Иное дело при выравнивании потока в лопаточных каналах, при котором вследствие изменения течения в самой решетке происходит не только увеличение потерь, но и изменение величины равнодействующей по сравнению с ее значением в идеальном — невязком потоке газа ). Конечно, можно предположить, что выравнивание пото- [c.90]

Конфузорные и диффузорные каналы в турбомашинах образуются с помощью лопаток, расположенных по окружности. Геометрия канала определяется ( юрмой профиля лопаток и их расположением. Профилем называется поперечное сечение рабочей части лопатки. При изучении течения пара или газа через межлопа-точные каналы оперируют упрощенными моделями, к которым относится, в частности, плоская решетка профилей. Плоской решеткой называется совокупность профилей, получающаяся путем сечения лопаточного венца соосной цилиндрической поверхностью и развертки этой поверхности на плоскость. Кольцевая решетка [c.96]

Любой лопаточный завихритель представляет собой круговую гидродинамическую решетку. Это обязьшает при конструировании лопаточных завихрителей удовлетворять определенным требованиям, следующим из элементарных положений теории гидродинамических решеток, что [c.27]

Лопаточные интенсификаторы были созданы на основе штатной дистан-ционирующей решетки реактора РБМК-1000. Лопатками служили отгибы от дистанционирующих элементов. В каждой гидравлической ячейке лопатки образовывали завихритель потока. Было исследовано несколько типов лопаточных интенсификаторов, отличающихся размерами и формой лопаток, а также направлением закрутки в смежных гидравлических ячейках. Шаг их расположения по высоте сборки бьш равен 175 мм. Критические плотности теплового потока в сборке с лопаточными интен-сификаторами ниже, чем в сборке с интенсификаторами в виде отрезков скрученных лент (рис. 8.13). Кризис теплообмена в сборках с лопаточными интенсификаторами имел ярко выраженный локальный характер. Он возникал обычно перед отдельной лопаткой и сохранял свою локаль- [c.160]

Ф 90° и обращены вогнутой поверхностью против потока. Лопатки РК образуют монолитную радиальную и осевую решетки. Профиль радиальной лопатки изогнут, промтело выполнено заодно с профилем собственно лопатки. Входная кромка разделителя потока установлена значительно выше периферийного диаметра осевой решетки РК. Ступень может быть снабжена лопаточными или безлопаточными НА. [c.67]

РК с поканальной схемой разделения потоков. Поканальная схема устройства двустороннего РК заключается в формировании рабочей решетки последовательно чередующимися меж-лопаточными каналами право- и левостороннего направления, причем радиальная решетка при входе однорядная. Таким образом, каждый межлопаточный канал в периферийной части радиальной рабочей решетки имеет полную высоту /j, а отдельно — независимо рассматриваемая право- или левосторонняя решетка имеет парциальность, в общем случае равную е = 0,5. [c.76]

В работе [18] проведено специальное исследование влияния характера изменения площади поперечного сечения РК в области решетки радиальных лопаток. Изменяемый профиль решетки включал радиальный и часть осевого участка колеса, а закрученная неизменная выходная решетка была выполнена приставной. В четырех моделях площадь сечения F изменялась приблизительно по линейному закону, уменьшаясь, оставаясь неизменной или возрастая от входа к выходу. Наивысший к. п. д. ступени получен с РК, имеющими F onst и слабую диффузорность. Наибольшее соответствие расчетных и опытных данных также получено с этими вариантами РК. Сделан вывод, что максимальная экономичность может быть получена при градиенте изменения площади поперечного сечения по радиусу 0—0,04 м м. Оптимальное отношение к рк.1 1 Д ЛЯ данной серии колес определено в интервале 0,07— 0,088. Отметим, что по данным других авторов [40] это отношение составляет значение 0,1. В результате можно заключить, что наличие диффузорных участков в рабочих каналах не оказывает существенного влияния на уровень экономичности, если диффузор-ность не слишком велика. Это дает возможность создания высокоэкономичных лопаточных решеток РК с прямыми лопатками при увеличенной протяженности чисто радиальной части и уменьшенном радиусе внутреннего меридионального обвода. [c.167]

Задача определения параметров турбинной ступени или отсека ступеней на режимах, отличающихся от номинальных, может быть решена методом расчета отсека с конца . Этот метод в применении к паровым конденсационным турбинам получил название метод Лошге При расчете методом Лошге обычно считается, что потери в лопаточных венцах при изменении режимов остаются постоянными. Это справедливо для многоступенчатой паровой конденсационной турбины, где теплоперепады промежуточных ступеней при изменении режимов сохраняются неизменными. Для турбины с небольшим числом ступеней и большим противодавлением параметры изменяются во всех ступенях. В связи с этим целесообразно вводить в расчет экспериментальные данные по потерям в решетках в зависимости от характера их обтекания потоком рабочего тела, а также учитывать коэффициент использования выходной кинетической энергии. [c.201]

Фиг. ]6, Сборка и сварка соплового кольца (решетки) а — разметка стыков сегментов бандажной ленты б — прихватка торцов лопаток к бандажным лентам е — приспособление для сборки сопловой решетки пОд сварку г — приспособление для сборки лопаток с баР1дажными лептами под предварительную сварку б — предельная пластинка для проверки высоты лопаточных каналов Л= 28,3 мм е — роликовый калибр для замера горловых сечений э)с — шаблон для проверки радиального расположения лопаток по выходным кромкам з — сборка и пригонка лопаток с бандажными лентами J — плита нижняя (полукольцо) 2 — сегмент верхний (3 шт. по 60°) 3—планка прижимная (стандартная) . < —наружный бандаж о — внутренний бандаж 6 — лопатка.

Возвращаясь к исходным положениям тепловых расчетов турбоагрегатов, следует наметить начальные и конечные параметры процесса расширения в отдельных турбинах. Тепловые расчеты обычно ведутся по ступеням, начиная с первой (регулировочной). Прежде всего, следует зафиксировать средние диаметры облопаты-вания венцов ступени, по которым ведутся расчеты, и высоты лопаток в выходном сечении каналов этих венцов. Так как лопаточные решетки уже выбраны, то известна их комбинация и имеются характеристики ступени. В соответствии с этим устанавливается давление р в зазоре между сопловым и рабочим венцами. [c.22]

Возможность избавиться от сложных математических операций при расчетах всегда желательна для проектировщика и расчетчика проточной части лопаточных машин. Но тогда надо особенно внимательно отнестись к экспериментальным результатам изучения процесса течения рабочего агента через проточную часть. К числу таких экспериментов прежде всего следует причислить опытное исследование в газодинамических лабораториях процесса обтекания потоком плоских решеток лопаточных профилей. При этом обычно рабочим агентом является атмосферный воздух, потоком которого продувается неподвижная плоская решетка. Такая воздушная продувка решеток сразу решает основные теоретические задачи процесса обтекания. Во-иервых, мы имеем реальный сжимаемый рабочий агент (воздух). Нам не приходится пренебрегать сначала сжимаемостью и вязкостью, чтобы потом вводить соответствующие поправки в результат эксперимента. Сам эксперимент прост и доступен, атмосферный воздух имеется всегда в любом количестве. Решетка во время иродувки неподвижна, следовательно, просто все продувочное устройство в нем движется только воздушный поток. [c.188]

Следовательно, ио характеристикам плоской неиодвмжной решетки можно с большой уверенностью судить о правильности выбора самой решетки, ее соответствия требованиям к проектируемой машине. В практике проектирования лопаточных машин никогда не бывает случаев замены выбранной профильной решетки ио ее газодинамической характеристике из-за результатов дальнейших этапов проектирования проточной части. Этот практический вывод особенно ценен для целей унификации турбинных и компрессорных ступеней. [c.189]

Нам кажется, что путем надлежащей обработки имеющихся газодинамических характеристик лопаточных профилей в решетке можно надежно подобрать конструктивные характеристики профиля. Наметив их, можно построить профиль лопаткн, скомпоновать профильную решетку, осуществить ее и продуть на газодинамическом стенде, получив ее газодинамическую характеристику. Результаты такой продувки позволят откорректировать подбор конструктивных характеристик профиля и таким образом создать уверенность в целесообразности и правильности подобного метода исследования. [c.192]

И в самом деле, если исходить из полного пренебрежения к инженерному конструированию лопаточных профилей, то нельзя решить правильно вопрос отбора профилей для стандартизации. Именно тот факт, что все исследованные в наших газодинамических лабораториях турбинные решетки были кем-то и как-то подсказаны, а не созданы самими, и является основной причиной указанного беспорядка и недостаточности нашей работы по профилированию облопатывания наших машин. [c.193]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...