Число лопаток

Для выравнивания поля скоростей и снижения сопротивления в коленах необходимо прежде всего уничтожить вихревую область у внутренней стенки. Очевидно, наибольший эффект получается при установке лопаток ближе к внутреннему закруглению, поэтому число лопаток у внешней стенки колена можно уменьшить. [c.45]

Согласно результатам опытов 156] оптимальное число лопаток получается при 2, где — расстояние между последней лопат- [c.46]

Для колен с расширенным выходным сечением (i)J > о, см. рис. 1.35, С—(9) число лопаток [c.46]

В этом случае наивыгоднейшее число лопаток [c.46]

Из результатов опытов можно сделать следующие выводы. При отношении сторон Ьк/ о 9 направляющие лопатки, установленные на первом повороте, обеспечивают практически хорошее распределение скоростей по сечению за поворотом даже с одной решеткой сравнительно небольшого сопротивления (Ср 5,5 f = 0,45). При отношении сторон = 12 одна решетка даже с сопротивлением лг 12 (f = 0,35) не дает достаточно равномерного поля скоростей. Совершенно равномерный поток получается при двух решетках с = 5,5 = 0,45). Оптимальный угол установки (атаки) направляющих лопаток в данном случае д = = 57ч-60°, а число лопаток может быть выбрано по формуле (1.14), для сокращенного их числа и неравномерного расположения по сечению. [c.204]

Принимая диаметр уплотнения О,= 130 мм, радиальный зазор. s = 0,1 мм, число разгрузочных отверстий и = 8 (по числу лопаток), получаем 0,785 тР > 0,1 пОу, откуда [c.88]

В тангенциально-лопаточных (ТЛ) закручивающих устройствах газ или жидкость подаются в канал через систему тангенциальных каналов, которые могут быть образованы как лопатками, так и щелями. В ТЛ лопатки расположены параллельно оси канала. Основные геометрические параметры угол наклона лопаток р, их длина L, число лопаток т, расстояние между лопатками е, длина выходного патрубка С или камеры энергоразделения L . Геометрическая характеристика ТЛ определяется выражением п = d os p/(/neL) [18, 196]. [c.12]

АТ-закручивающее устройство (см. рис. 1.2,в) характеризуется углами закрутки аир, диаметром втулки d , выходным диаметром d, числом лопаток т, длиной выходного патрубка /. Угол р — угол между выходной кромкой лопатки и осью цилиндрического канала угол а — угол наклона лопаток к касательной, проведенной к окружности, образуемой в одной из любых плоскостей сечения, проведенного перпендикулярно к оси цилиндрического канала между передним и задним торцами закручивающего устройства, и проходящей через выходную кромку лопатки. Его геометрический параметр определяется выражением [18, 196] [c.14]

Пусть теперь ротор с числом лопаток п заторможен. Если поток стационарен и одинаков во всех секциях турбины, то формула [c.414]

Рабочие колеса обычно имеют одинаковую лопастную систему. Причем лопатки обоих колес чаще всего плоские и устанавливаются по радиусу. Чтобы избежать колебательных явлений, число лопаток у колес делают не одинаковым (обычно у насосного колеса на 3—5 лопаток больше). Для уменьшения потерь напора в гидромуфте осевой зазор между колесами сводят до минимума (2—5 мм). [c.233]

Число лопаток в колене может быть определено по одной следующих формул [c.382]

Если задаться величиной хорды, то число лопаток будет соответственно [c.382]

В первом случае при наибольшем числе лопаток они обычно размещаются равномерно, т. е. на одинаковом расстоянии одна от другой. [c.382]

На рис. XIV. 12 по данным ЦАГИ приведены кривые зависимости коэффициента сопротивления от для колена без лопаток и для колен с нормальным, оптимальным и минимальным числом лопаток. [c.383]

Рабочее колесо одностороннего входа закрытого типа имеет от двух до пяти лопаток обтекаемой формы. Благодаря уширению колеса и малому числу лопаток образуются межлопастные каналы [c.332]

Это движение является сложным. При его исследовании примем, что число лопаток колеса бесконечно велико, и поэтому все элементарные струйки, из которых складывается поток жидкости в колесе, тождественны между собой и отдельные частицы жидкости движутся по одинаковым криволинейным траекториям, определяемым формой лопаток. [c.94]

Отмеченные обстоятельства учитываются введением в уравнение (3.30) двух поправочных коэффициентов гидравлического коэффициента полезного действия насоса и коэффициента /С, зависящего от формы и числа лопаток. Средние значения этих коэффициентов т]г = 0,8ч-0,95 К = 0,75-f-0,85. [c.96]

Таким образом, величина мощности гидромуфты зависит от значения коэффициента км, плотности рабочей жидкости, активного диаметра и числа оборотов ведущего вала. В свою очередь величина коэффициента момента зависит от относительных размеров колес гидромуфты и передаточного отношения (скольжения). Исходные уравнения моментов (458) были составлены на основании трех допущений (стр. 303), поэтому влияние ряда конструктивных параметров (число лопаток рабочих колес, форма проточной полости и др.) в формуле (470) не учитывается. [c.300]

Весьма важным конструктивным параметром колес гидромуфты является число лопаток. Число лопаток насосного колеса определяется по эмпирическим формулам [c.300]

Результирующий напор при конечном числе лопаток [c.301]

Таким образом, величина коэффициента момента гидромуфты с учетом влияния конечного числа лопаток [c.301]

Из уравнения (2.15) следует, что скорости v, w и и образуют треугольник скоростей. На ])пс. 2.7 нзобра кено сложение скоростей для произвольной точкн К внутри колоса. Согласно схему бесконечного числа лопаток, относительная скорость w направленл по касательной к лопатке. Окру кная скорость и наираплепа по кас. г-тельной к окружности, на которой расноложепа рассматриваема точка, в сторону вращения рабочего колеса. [c.163]

Вычислив по уравнению (2.26) окруяпгую составляющую абсолютной скорости можно построить треугольник скоростей AB , соответствующий схеме бесконечного числа лопаток. В этом треугольнике скоростей относительная скорость w. r направлена по касательной к выходному элементу лоиатки. Из треугольника скоростей определяем угол р,л установки выходного элемента лопатки. Зная углы Pin и р.,л, получаем очертание лопатки в плане колеса. Следует отметить, что чаще при расчете рабочего колоса центробежного насоса значь нием угла задаются на основании соображений, изложенных в п. 2.7, и определяют такой диаметр колеса D , нри котором обеспечивается заданный иапор. Более подробно расчет проточной полости центробежного насоса будет изложен в п. 2.23. [c.167]

Этот напор больше, чем напор при конечном числе лопаток, определяемый по уравнению (2.13), вследствие большей величины окружной составлягоще11 абсолютной скорости иа выходе (у ото > [c.167]

Коэффициент p пазыпается коэффициентом реакции. При бесконечном число лопаток с учетом уравнения (2.31) получим [c.173]

На рпс. 2.18 изображены теоретические характе]1П-стики насоса с бес конечным числом лопаток при различных углах устаиоикп лопатки на выходе. Из уравнения (2.32) следует, что при р2л > 90 и tg 2л < О напор увеличивается при увеличепип подачи при р,л, = 90" и tg р.,л = О напор не зависит от подачи при Hj.,1 < iiO" и lg Pjj, > О напор уменьшается при уволи- [c.173]

Модель третьего варианта имела обычное узкое сечение входного отверстия (FJFQ = FJFo 9,5) II испытывалась при комбинированном распределительном устройстве в виде направляющих лопаток или пластинок в мес ге поворота потока и горизонтальной решетки в рабочей камере. Направляющие лопатки подбирали по методу, изложенно.му в гл. 1. Число лопаток определяли с помощью формул (1.14), а расположение их вдоль линии изгиба потока (линия а—Ь) принимали в одних случаях равномерным (одинаковое расстояние между лопатками), в других неравномерным — по формулам (1.17) и (1.18). Угол атаки (установки) лопаток а ( -48°. Прямые направляющие пластинки подбирали аналогичным образом и устанавливали по линиям, соответствующим хордам криволинейных лопаток. [c.196]

Пусть теперь ротор турбины с произвольным числом лопаток заторможен, и пусть суммарное пространство 1№жду всеми лопатками составляет объем W. Если поток стационарен, скорости Vi и во всех межлопаточных пространствах одинаковы по модулю и для всех межлопаточных пространств углы aj и одинаковы, то формула (ПО) с обратным знаком определяет дополнительный тормозящий момент, который должен быть приложен сверх момента МооСм-м лля того, чтобы удержать ротор турбины от вращения. Этот момент, добавленный к Мообмм. определяет угловое ускорение ротора. Формула (ПО) была получена Эйлером и называется турбинной формулой Эйлера. [c.118]

Опыт показал, что при внесении в поток под некоторым углом к нему небольшого числа лопаток сам поток перед решеткой деформируется и направление скорости на входе сильно меняется вдоль оси решетки. Выполнение первого требования наиболее удобно осуш,ествить в аэродинамической трубе. Такая схема установки, созданной ЛПИ в 1948 г., показана на рис. XVI.4, б. [c.471]

Пользуясь треугольниками скоростей (рис. 185а), запишем уравнение моментов, действующих со стороны жидкости на колеса гидромуфты с бесконечным числом лопаток [c.298]

Влияние конечного числа лопаток на величину коэффициента момента ки можно учесть по формуле академика Г. Ф. Проску-ры (377), которая для гидромуфты записывается так [c.300]

Входящие в уравнение баланса энергии напоры насосного //, и турбинного И2 колес могут быть определены по основному уравнению лопастных машин (368) с учетом конечного числа лопаток по формуле Г. Ф. Проскуры (377). [c.309]

Исходя из схемы бесконечного числа лопаток, определить момент М действия потока на колесо и напор Н (энергию, сообщаемую 1 кГ жидкости в колесе) при числе оборотов п 2 >Боб ман и расходе воды Q = 240 л1сек. [c.386]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...