Турбомашина радиально-осевая (радиальная)

Бесконечную совокупность одинаковых крыловых профилей, одинаково ориентированных и расположенных с постоянным шагом вдоль некоторой прямой, называют плоской гидродинамической решеткой. Такая решетка получается, если лопастную систему рабочего колеса осевой турбомашины (гидравлической, паровой или газовой турбины, насоса, вентилятора, компрессора) рассечь круговой цилиндрической поверхностью и развернуть па плоскость. Для турбомашин другого типа (радиальных) профили располагаются вдоль окружности и образуют круговую решетку. Исследование взаимодействия гидродинамических решеток с потоком жидкости или газа составляет одну из центральных задач теории турбомашин. В частности, для прочностных расчетов лопастной системы необходимо знать гидродинамические силы и моменты, действующие на лопасти рабочих колес турбомашин. [c.268]

РК с центральным разделителем потока достаточно апробированы в конструкциях радиально-осевых турбомашин (как турбин, так и компрессоров). Имеется опыт исследования и постройки колес [c.67]

Для заданного режима работы приведенная частота вращения [3.12] является тем показателем, на основе которого производится выбор осевой или радиальной турбомашины. Чаще встречается турбомашина смешанного типа, в которой необходимо рассматривать изменение потока в осевом, радиальном и окружном направлениях. Прежде чем перейти к таким более сложным турбомашинам, рассмотрим вначале чисто радиальную, предполагая, что в ней в пределах лопаточного венца отсутствуют составляющие скорости вдоль оси машины. [c.72]

Экспериментальные наблюдения за поведением турбомашин с совмещенными опорами в динамическом режиме при работе их на скоростях, близких к критическим, показали уменьшение среднего значения амплитуды радиальных и осевых колебаний по сравнению с амплитудой колебаний таких же турбомашин, но с серийными высокоскоростными подшипниками в опорах. Это происходит за счет пульсирующего изменения собственной частоты мягкой нелинейной системы ротор — совмещенная опора, на которую действуют нагрузки не строго организованных газовых потоков, протекающих через рабочие колеса турбомашины и изменяющих во времени жесткость опоры. [c.133]

Упругий диск с жесткими лопатками. Рассмотрение такой системы позволяет дать качественное толкование появлению в основной системе упругий диск — упругие лопатки дополнительных собственных частот, связанных с перемещением лопаток как жестких тел и с вовлечением в колебания масс, принадлежащих диску. Предполагается, что диски рабочих колес осевых турбомашин не-деформируемы в своей срединной плоскости частоты собственных колебаний, связанные с перемещениями их масс в радиальном и окружном направлениях, из рассмотрения исключаются. Реально эти частоты весьма велики и обычно лежат вне диапазона частот, представляющего практический интерес. [c.94]

Рассмотрим осесимметричное течение в ступени осевой турбомашины на цилиндрических поверхностях тока. Поток будем изучать в осевых зазорах ступени, поэтому уравнения движения запишем в абсолютной системе координат. На входе в ступень все параметры потока вдоль радиуса будем считать неизменными. Рабочее тело будем полагать идеальной сжимаемой жидкостью. Тогда уравнение Эйлера [22] стационарного движения в проекции на радиальное направление (уравнение радиального равновесия) примет вид [c.190]

Для удовлетворения этого требования рабочие колеса радиальных турбомашин лучше всего располагать на консоли за опорой (см. фиг. 55, б). Действительно, при отсутствии подшипника и связанных с ним опор обеспечивается минимальная величина внешнего диаметра Ог (фиг. 58) осевой части радиальной турбомашины (ВНА или ВСА). Уменьшение 01 необходимо по следующим причинам. Изменение направления потока (от осевого к радиальному у центробежного компрессора и от радиального к осевому у центростремительной турбины) желательно осуществлять в каналах с большим радиусом кривизны, поэтому целесообразно стремиться к уменьшению отношения внешнего диаметра осевой части В1 к внешнему диаметру радиальной части >3 (фиг. 58). При постоянном же значении 02, определяемом величиной окружной скорости, уменьшение отношения 01/0г, положительно сказывающееся (в определенных пределах) на к. п. д. турбомашины, будет зависеть от возможности уменьшения Ох. [c.82]

Используем принцип Даламбера. Интенсивность инерционной объемной радиальной нагрузки обозначим q кг см . Эта величина является функцией радиуса (фиг. 66, б). Получим аналитические выражения величины q для дисков осевых и радиальных турбомашин. [c.109]

В связи с тем что в ТНА ЖРД применяются лопаточные машины различных видов осевые насосы и турбины, радиальные (центробежные) насосы, радиальные (центростремительные) турбины, один, из основных разделов книги посвящен общей теории лопаточных машин (турбомашин), которая изложена в обобщенном виде. [c.3]

Поток в проточной части осевой турбомашины является полностью трехмерным для его рассмотрения обычно используется система координат г, 0 и 2 соответственно в радиальном, окружном и осевом направлениях (рис. 1.1). [c.15]

На рис. 1.4 показаны соответствующие треугольники скоростей. Каждый треугольник скоростей состоит из векторов абсолютной, относительной и окружной скоростей. Показаны также важные осевые и тангенциальные составляющие скоростей. Углы потока в абсолютном движении обозначены через а, а в относительном движении — через 3. Очень важен способ отсчета этих углов. В некоторых источниках, особенно в работах немецких авторов и исследованиях радиальных турбомашин, углы потока а и (3 отсчитываются от тангенциального направления. Здесь отсчет этих углов осуществляется более общепринятым способом — от осевого направления. Углы потока, показанные на рис. 1.4, считаются положительными Ч [c.20]

Б данной главе будет рассмотрено влияние на работу решетки некоторых факторов (изменения осевой скорости, удлинения лопаток, вторичных течений, пристеночных пограничных слоев, радиальных зазоров), проявляющееся в реальных турбомашинах. Будет исследована также возможность использования модели решетки для обобщения двумерных течений в радиальных и диагональных турбомашинах и применения результатов продувок решеток в методах анализа и расчета полностью трехмерных течений. Наконец, будут обсуждены экспериментальные данные продувок кольцевых и вращающихся решеток, занимающих промежуточное место между прямыми решетками и реальными турбомашинами. [c.65]

Упомянутые выше усовершенствованные методы теории решеток применимы для различного типа радиальных и смешанных турбомашин, но непригодны при проектировании рабочих колес типичных центробежных компрессоров, в которых поток на входе осевой, на выходе — радиальный, а лопатки не имеют наклона на выходе или же он очень мал. В турбомашинах этого типа возникает отрывное течение и наблюдаются интенсивные вторичные токи [3.28]. [c.76]

В разд. 3.5.2 вопрос о влиянии радиального зазора на характеристики осевых турбомашин уже поднимался и было показано, как с помощью теоретических выкладок можно получить соотношение между толщиной вытеснения пограничного слоя на торцевой стенке проточной части и радиальным зазором. [c.339]

Данные по влиянию радиального зазора на КПД осевых турбин представлены на рис. 11.13. На первый взгляд, эти данные кажутся менее связными, чем в случае потребляющих мощность турбомашин. Это впечатление обманчиво, поскольку данные по турбинам получены для значительно более широкого диапазона параметров. [c.342]

Первоначально турбомашины существенно уступали поршневым машинам по к. п. д. Первую победу одержали паровые турбины большой мощности, которые оказались более эффективными, чем паровые машины. Затем последовала победа турбокомпрессоров в радиальном исполнении. Осевые компрессоры и газовые турбины завоевали права гражданства только после того, как благодаря запросам авиации были достигнуты значительные успехи в газодинамике. Сегодня в скоростной авиации турбореактивные двигатели уже вытеснил поршневые авиационные двигатели. Есть основания ожидать, что в будущем газовая турбина окажется серьезным конкурентом для паросиловой установки. [c.257]

Турбомашины классифицируют по нескольким признакам. По направлению течения рабочего тела различают осевые (рис. 4.3, а, в) и радиально-осевые или радиальные (рис. 4.3,6, г) турбомашины В осевых турбинах пар (газ) движется в основном в направлении, параллельном оси турбины в радиальных потое направлен от периферии к оси ротора (центростремительные турбины, рис 4.3,6) или от оси к периферии (центробежные турбины) радиальные турбокомпрессоры обычно называют центробежными (рис. 4.3, г). [c.180]

Двухпоточные РОС (ДРОС) отличаются главным образом конструкцией РК, способного разделять поток рабочего тела на две части, и обладают повышенной пропускной способностью, а следовательно, большой мощностью. Известны две принципиальные схемы РК ДРОС с центральным разделителем потока (рис. 1.1, в) и меандрообразная (МРК) (рис. 1.1, г). Первое исполнение традиционное, освоено и применяется в практике создания РК радиально-осевых турбомашин. МРК применяются крайне редко и практически не исследованы. Рабочая решетка их образуется чередую- [c.8]

В зависимости от формы осредненных поверхностей тока турбо-мащины называют осевыми, радиальными и диагональными. В осевых турбомашинах (рис. , а и б) осреднеиные поверхности тока близки к соосным круговым цилиндрам, в радиальных турбомашинах — к плоскостям, перпендикулярным к оси вращения. Если поток в ратиальной турбомащине направлен от оси вращения, ее называют [c.9]

Наиболее исследован установившийся поток через плоские решетки в слое постоянной толщины, называемый просто плоским установившимся потоком, соответствующим идеализированному течению в осевых или радиальных турбомашинах с цилиндрическими или плоскими осредненными поверхностями токов. Неустановившиеся потоки (которые ниже подробно не рассматриваются) изучены только в частных случаях плоского течения несжимаемой жидкости через врашающиеся круговые решетки, колеблющиеся решетки и двухрядные решетки с относительным движением рядов. [c.13]

Для преобразования динамического давления за выходным лопаточным венцом осевых турбомашин (вентиляторов, компрессоров, турбин) широко используются кольцевые диффузоры, которые вьшолняют как с прямолинейными образующими (осекольцевой диффузор, рис. 5-26), так и с криволинейными образующими (радиально-кольцевой диффузор, диаграмма 5-20) или комбинированными (осерадиально-кольцевой диффузор, диаграмма 5-20). [c.204]

Полное давление (рис. 14), создаваемое вентилятором, определяется как разность между теоретическим давлением и потерями давления во всех его элементах Н = Ну — ЕДЯ/. Вычисление потерь давления п])оизводится, как это принято в теории турбомашин, по отдельным составляющим. При этом учитываются потери при повороте потока в колесе из осевого направления в радиальное, потери в межлопаточных каналах колеса и в спиральном корпусе, потери на удар при выходе из потока колеса в корпус и из выходного течения корпуса. Значения коэффициентов всех этих составляющих потерь определяются экспериментально. [c.855]

К недостаткам следует отнести болыпие диаметры цапф ротора, которые создают большие окружные скорости в подшипниках (большой диаметр цапф необходим для обеспечения жесткости консольного ротора), а также невозможность осмотра подшипников без разборки ротора или наличия разъема корпуса в плоскости оси ротора. Расположение подшипников между дисками турбомашин обусловливает интенсивный подвод тепла к ним, что требует проведения специальных мер для снижения тепловой нагрузки подшипников. При изготовлении диска компрессора из легкого сплава увеличивается неравномерность нагрузки на подшипники ротора. По этой схеме турбокомпрессоры строятся как с радиальными, так и с осевыми турбинами. [c.80]

Схематизация лопатки в форме бруса справедлива, строго говоря, лишь для достаточно длинных лопаток. Для коротких лопаток более правильно считать, что лопатка является толстостенной или тонкостенной (в зависимости от толщины профиля) оболочкой. Однако расчет лопатки по схеме оболочки связан с большими трудностями. В настоящее время известны отдельные попытки решения задачи в такой постановке для некоторых частных случаев. В работах А. Д. Коваленко [И], [12] исследуется напряженное состояние лопатки радиальной турбомашины, возникающее в результате ее вращения. При этом лопатка рассматривается как тонкая и короткая цилиндрическая оболочка кругового очертания с опертыми или заделанными в диски криволинейными контурами и со свободными прямолинейными краями. В работе Л. М. Качанова [10] лопасть осевой водяной турбины схематизируется в виде пластины переменной толщины, имеющей форму части кругового кольца, нагруженной давлением и центробежными силами. [c.56]

Рис. 1.2. ДАсридиональная плоскость в упрощенной теории радиального равновесия для расчета течения в осевой турбомашине.

Во-вторых, данные о закономерностях изменения кольцевых пограничных слоев настоятельно необходимы для проектирова- ния многоступенчатых турбомашин. Например, характеристики газодинамической устойчивости многоступенчатого осевого компрессора, согласование его ступеней и расчетный расход воздуха в большой степени определяются нарастанием пристеночного пограничного слоя. Особенно трудно согласовать ступени в компрессоре. Объемный расход воздуха каждой ступени должен точно соответствовать расходу других ступеней без ущерба для их нагруженности и КПД. Объемный расход прямо зависит от загромождения канала кольцевым пограничным слоем, который, следовательно, необходимо точно определять. В турбинах с малым удлинением лопаток пристеночные пограничные слои дают 1больший вклад в общие потери, чем все остальные источники потерь, вместе взятые. Очевидно, что наибольшее количество данных о пристеночном пограничном слое получено экспериментально, и такое положение будет сохраняться в течение некоторого времени. Во многих экспериментальных исследованиях, особенно за последнее время, показана тесная взаимосвязь между уровнем радиальных зазоров и нарастанием кольцевого пограничного слоя. [c.83]

Многие ранние расчеты течения в осевых турбомашннах производились с использованием теории упрощенного радиального равновесия потока. В этой теории, которая полностью справедлива только для осевых турбомашин с цилиндрическими втулкой и периферией, предполагается, что радиальное движение происходит в лопаточных венцах, а на выходе из них радиальные составляющие скорости отсутствуют. [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...