Скольжение лопатки

Рис. 9.11. Зависимость углов потока на выходе из турбинной решетки от угла скольжения лопатки.

Для иллюстрации важности правильного рассечения лопатки в работе [9.55] проведены расчеты изменения углов потока на выходе из решетки вследствие скольжения для группы турбинных решеток с бесконечно длинными лопатками. Рассмотрены четыре решетки, в том числе сопловая с нулевым углом потока на входе и активная рабочая решетка. Профили всех четырех решеток были рассчитаны на одинаковую величину коэффициента подъемной силы при нулевом скольжении лопатки. [c.281]

Для расчета скоростей сноса разработана теория тонкого профиля и выполнено несколько примеров численных вычислений [1.7]. В результате расчетов, проведенных численными методами, для профиля с эллиптическим распределением нагрузки вдоль средней линии выяснилось, что влияние скольжения лопатки на порядок выше, чем влияние ее наклона. Возмущения от скольжения проявляются наиболее сильно в средней части профиля, тогда как более слабые возмущения от наклона заметны в областях входной и выходной кромок. [c.282]

Насосы типа МВ (рис. 9.33) — центробежные, вертикальные, секционные, погружного типа. Базовой деталью насоса является составной цилиндр 6 с опорной плитой. К нижнему фланцу цилиндра крепится насос. Подво.п, 2 насоса выполнен в виде осевого конфузорного патрубка с направляющими лопатками, а отвод 1 — в виде колеса. Секции насоса 3 с направляющими аппаратами соединяются между собой стяжными болтами. Уплотнение стыков секций осуществляется металлическим контактом уплотнительных поясков. Ротор 4 насоса — трехопорный. Нижняя и средняя опоры выполнены в виде подшипников скольжения. В качестве верхней опоры предусмотрен сдвоенный радиально — упорный шарикоподшипник 7, который фиксирует положение ротора по отношению к статору и воспринимает остаточные осевые усилия и вес ротора. Подшипники смазываются перекачиваемой жидкостью, нижний и средний — за счет перетекания смазки. К верхнему подшипнику масло подводится от напорного патрубка. [c.285]

Распределение усилий по элементам замка трудно предсказать, так как замок работает как статически неопределимая конструкция. Распределение усилий между зубьями зависит от их жесткости и от зазора между сопрягающимися зубьями. Другим обстоятельством, затрудняющим точное определение распределения усилий, является скольжение и вращение лопатки в пазу замка. [c.248]

На ведущем валу 1 неподвижно посажено колесо с лопатками. На ведомом валу 2 посажено колесо турбины. Колесо насоса и турбины находятся в масляной среде. При вращении колес их лопатки создают круговую циркуляцию масла, как указано на фигуре стрелками. Отбрасывание масла к периферии производится лопатками колеса насоса. Энергия масла используется для создания крутящего момента на ведомом валу 2. В процессе работы муфты происходит скольжение между турбинным и насосным колесами. По мере увеличения скольжения ведомом валу, но он не превышает мо- [c.234]

Изнашивание в гидроабразивном и в газоабразивном потоках. Многие детали машин изнашиваются в потоке воды, несущем абразивные частицы. Сюда относятся лопатки гидравлических турбин, работающих в воде, несущей песок детали землесосов, перекачивающих пульпу. Для лабораторных испытаний на изнашивание материалов, работающих в таких условиях, применяются машины нескольких типов, имеющие общим то, что в них воспроизводятся удары и скольжение абразивных частиц об образцы металлов. [c.244]

Анализ рис. 2-21 показывает, что для обоих случаев движение мелкой пыли (6 80 мкм) примерно одинаково. Это означает, что отскок указанных частиц от завихрителя практически отсутствует, а имеет место лишь их скольжение вдоль поверхности лопатки. За счет большей инерции частица Л=80 мкм гораздо ближе подходит к внутренней поверхности корпуса, чем частица 6=15 мкм. Более крупные частицы, не вошедшие в соприкосновение с лопатками, мало увлекаются потоком во вращательное движение. Так, частица 6=1000 мкм [c.89]

Исходя из этого, под терминами номинальная мощность и номинальное число оборотов для гидромуфты следует понимать особое произвольное их значение, а не указанный режим, при котором имеется особенно хороший к. п. д. и безударный вход жидкости на i лопатки. В этом случае под номинальной мощностью и номинальным числом оборотов следует полагать предусмотренные конструкцией эксплуатационную мощность и число оборотов при определенном скольжении, при которых гидромуфта должна передавать определенный крутящий мо-. мент. При этом тепло, выделяющееся в системе, должно достаточно быстро отводиться с помощью простой естественной вентиляции. [c.67]

На рис. 40 представлены зависимости Ма и Мр от передаточного отношения i н скольжения S для гидромуфты с плоскими радиальными лопатками. При i = 0,97 активная составляющая момента Ма равна только 7% от всего передаваемого момента, в то время как реактивная часть Мр составляет 93%, т. е. в расчетной точке характеристики гидромуфты крутящий момент передается в основном за счет реактивной составляющей ее циркуляционного момента. [c.139]

Если бы была выбрана профилировка, дающая х=, 1, то при тех же условиях у=1,2. Следовательно, характеристики при загнутых вперед лопатках насоса должны становиться более жесткими, чем при радиальных лопатках на насосе. Здесь вскрыта еще одна возможность — обратная можно более резко снижать тяговые качества гидромуфты в области глубоких скольжений, сохраняя в области больших г сравнительно высокие значения коэффициентов момента. Это обстоятельство может быть использовано при проектировании так называемых тяговых или предохранительных гидромуфт. Такие гидромуфты будут иметь по сравнению с опоражнивающимися то преимущество, что они будут менее инерционными и [c.268]

На фиг. 166 представлена зависимость между углом атаки и скольжением для плоских радиальных лопаток. Из этой фигуры следует, что область скольжения 0,085—0,04, т. е. область, где особенно важно получить увеличение z, соответствует углам атаки от 10 до 56°, т. е. наиболее резко падающей ветви кривой г=/(ф). Значит, если удалось создать такую профилировку, при которой углы атаки стали бы больше, а напор, развиваемый насосом, не упал, то стало бы возможным достичь увеличения коэффициента момента гидромуфты. Если образующая поверхность лопаток параллельна оси вращения гидродинамической муфты, то наибольший угол атаки при прочих равных условиях получится при радиальных лопатках колес. [c.279]

По аналогичным причинам несколько упадет значение и однако в силу несимметричности кривой 2=/(ф) это снижение будет меньшим, чем в области малых скольжений 5. Поэтому целесообразно применить плоские радиальные лопатки насоса и наклонные лопатки турбинного колеса. [c.284]

Эрозионное разрушение металла лопаток происходит под действием ударов капель, скорость которых может резко отличаться от скорости пара. По-видимому, наиболее сильное воздействие производят крупные капли, так как они труднее разгоняются потоком пара и, следовательно, характеризуются большим скольжением и большими углами входа на рабочие лопатки в относительном движении. [c.356]

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]

Исследования поля скоростей и давлений проводились для муфт фирмы Вулкан с радиальными лопатками с тором и без тора. К валам муфты с неподвижным кожухом (см. рис. 3) присоединяли рабочие колеса насосное колесо 1, которое соединено с втулкой, сидящей на ведущем валу 6, и турбинное колесо, которое соединено с втулкой, сидящей на ведомом валу 5. Рабочая жидкость подавалась из камеры питания 4 через полый ведомый вал. В качестве рабочей жидкости использовалась вода. Эксперименты проводились на специальном стенде, позволяющем снимать внешние характеристики турбомуфт—момент, передаваемый муфтой в зависимости от скольжения М = ф(. ),. 52 [c.52]

На рис. 25, а представлены графики распределения абсолютных скоростей в меридиональном сечении проточной части муфты. Для полной характеристики потока в муфте с тором и радиальными лопатками на рис. 25, б и 26 приведены экспериментальные данные о распределении полных напоров и статических напоров, соответствующих давлениям в меридиональном сечении проточной части. Поле статических давлений значительно меняется в зависимости от режима работы. При малых скольжениях (3—5%) статические давления равномерно возрастают с увеличением радиусов. При увеличении скольжения такое распределение давления в потоке постепенно меняется. На выходе из насосного колеса сохраняется направление положительного градиента статических давлений (за положительное принимаем направление градиента от оси -муфты к периферии). При увеличении скольжения увеличивается лишь неравномерность распределения давлений. [c.56]

Рис. 25. Изменение абсолютных скоростей (а) и полных напоров (б) в круге циркуляции муфты с тором и радиальными лопатками на различных режимах (скольжение 5—50%) при ni=400 об/мин и давлении питания Ра = =5 м вод. ст.

Меридиональная составляющая абсолютной скорости в круге циркуляции муфты без тора с радиальными лопатками при малых скольжениях 5 = 2- 3%, так же как и в муфте с тором, изменяется неравномерно по нормали к потоку. Поток при таких скольжениях можно принимать равноскоростным. Наибольшие скорости имеют место в периферийных точках меридионального сечения проточной части и постепенно уменьшаются к границе раздела наибольшего поперечного сечения. [c.59]

Анализ экспериментальных данных, полученных при измерении поля скоростей в муфте без тора с радиальными лопатками, показал, что расход, подсчитанный по измеренным скоростям, соответствует половине напора насосного колеса по линии тока чаши при соответствующем скольжении [c.75]

Задача оптимизации решеток, работающих иа влажном паре, требует накопления экспериментального материала, устанавливающего влияние отдельных геометрических параметров на характеристики решеток. Ниже приводятся результаты некоторых исследований сопловых решеток методом взвешивания одиночной лопатки, полученные Д. А. Шишкиным [Л. 48, 124]. Определялись потери энергии углы выхода ш, коэффициенты расхода ц и скольжения v в зависимости от шага решетки I, угла установки ау, относительной высоты лопатки I и толи ины выходных кромок д. [c.91]

Сильно изогнутые сопловые лопатки паровых турбин низкого давления часто имеют угол скольжения в области периферийного сечения около 45°. Хотя и в этом случае для оценки влияния торцевой стенки можно использовать принцип зеркального отображения, все же требуется более сложная методика расчета, чем теория тонкого профиля. В работе [9.56] численный метод Мартенсена распространен на случай пространственного течения через сопловую решетку со скольжением лопаток. При этом попеременно используются допущения о постоянной и переменной по высоте лопатки скорости вихревого течения на ее поверхности. После проверки теоретических расчетов экспериментальными данными для угла скольжения 40 % были проведены расчеты влияния скольжения лопатки для модели лопатки с переменной по высоте нагрузкой. Результаты расчетов показали значительное влияние скольжения на распределение давлений при углах скольжения выше 35°. С увеличением углов скольжения узкое сечение межлопаточного канала решетки смещается в сторону входного фронта, в результате чего значительно возрастает нагрузка на передние части лопаток. [c.283]

При работе турбомуфты на номинальном режиме с минимальным скольжением круг циркуляции жидкости располагается у периферии рабочей полости и порог (кольцевая диафрагма) 8 (см. рис. XI.2), установленный на ступице турбины 4, не соприкасается с циркулирующей жидкостью и практически не влияет на режим циркуляции, а следовательно, не уменьшает номинальный к. п. д. турбомуфты. При перегрузке турбомуфты (передаваемый крутягций момент больше номинального) скольжение между насосным и турбинным колесом увеличивается и рабочая жидкость устремляется к центру турбомуфты — образуется большой круг циркуляции. При этом поток жидкости, движущийся по лопаткам турбинного колеса от периферии к центру, встречает на своем пути порог. Порог умен],шает спорость циркуляции жидкости и, кроме того, часть жидкости, ударш -шись о порог, через отверстие А (см. рис. XI.2) сливается в дополш тельный объем между кожухом 5 и турбинным колесом 4. Слив части жидкости в дополнительный объем и уменьшение скорости циркуляции жидкости обусловливают снижение передаваемого турбомуфтой момента при больших скольжениях, а следовательно, и обусловливает предохранительный эффект при установке турбомуфты. [c.235]

Контактное усталостное выкрашивание с последующим развитием усталостного разрушения по сечению детали наблюдается в таких деталях, как подшипники качения и скольжения, на зубьях шестерен, в кулачковых шайбах, ушковых и замковых соединениях и пр. Одним из сложных по условиям работы узлов является замковое соединение лопаток с дисками в различных компрессорах и турбинах. Наблюдения показывают, что процессы коррозии трения существенно влияют на эксплуатационные повреждения и разрушения этих узлов. Коррозия трения зависит от многих факторов, в том числе конструктивных вида сопряжения выступа диска с замком лопатки, угла наклона контактной границы хвостовика лопатки, величины статической нагруа-ки и пр. [65, 66]. [c.140]

Универсальная влажнопаровая труба (стенд /П на рис. 2,1) позволяет проводить исследования турбинных решеток в поле оптического прибора. Для этой цели служит рабочая часть, схематически показанная на рис. 2.5. Решетка профилей, скрепленных по торцам тонкими пластинами, имеющая прозрачные каналы, укрепляется в поворотных кольцах, в которых установлены оптические стекла. Конструкция допускает исследования решеток различного типа в широком диапазоне углов входа потока изменение угла входа существляется поворотом решетки и соответствующим перемещением направляющих, подвижно соединенных с концевыми лопатками. Предусмотрена специальная организация потока на входе и за решеткой, обеспечивающая возможность изучения решеток в неравномерном поле скоростей при разной дисперсности жидкой фазы и рассогласовании скоростей фаз. Все рабочие части стенда /// имеют систему измерений, включающую определение параметров потока на входе и выходе дисперсности, скольжения капель и степени влажности, полного и статического давлений, направления потока, температуры торможения, а также распределения давления по обводам каналов, пульсаций полного и статического давлений. [c.29]

В целях уменьшения весовых показателей, габаритов и снижения затрат на изготовление, установку и эксплуатацию машин завод продолжал работы в области повышения прочности вращающихся элементов компрессорных машин (роторы, колеса, диски, лопатки), а также по отработке эффективных опорных и упорноопорных подшипников скольжения с повышенными нагрузками и оборотами. В результате были созданы надежные конструкции для быстроходных компрессоров. [c.477]

Простейшая модель предполагает возможность проскальзывания по контактным поверхностям. Реальный характер взаимодействия и, соответствеппо, взаимных перемещений контактирующих поверхностей может быть сложным. Однако при выборе расчетной модели первого приближения естественно предположить, что возможность относительных перемещений полок ограничивается их скольжением в плоскости контакта, положение которой определяется углом 7п (см рис. 6.26). В предположении абсолютной жесткости полок, связанных с упругими лопатками, это вносит кинематические ограничения непосредственно на возможные перемещения их соответствующих сечений. В такой модели связанность колебаний лопаток реализуется через упругий диск. Если же он принят недеформируемым, то задача сводится к колебаниям одиночной лопатки при определенных граничных условиях, следующих из очевидных кинематических ограничений, накладываемых иа переме-щенне сечения ее, непосредственно связанного с полкой, [c.108]

Для обеспечения свободных тепловых расширений корпуса и сохранения определенных осевых зазоров между рабочими и направляющими лопатками, а также в уплотнениях конструкций, выполненных по схеме б, корпуса имеют специальные лапы. Этими лапами, расположенными вблизи горизонтального разъема, корпус свободно опирается на жесткие стойки и скользит по ним при тепловых расширениях. В конструкциях по схеме а тепловые расширения обеспечиваются только скольжением корпуса по фундаментным рамам или путем опирания на гибкие стойки, так как взаимоноложе-ние ротора и корпуса в этой схеме сохраняется постоянно. [c.60]

Гидромуфты с наклоненными лазад лопатками обладают меньшим коэффициентом нерегрузкп и менее жесткой, особенно в области больших скольжений, внешней характеристикой. Исследования показали [19], что гидромуфты с лопатками, наклоненными. назад под углом 45°, передают на режиме 3%-ного скольжения момент на 5% меньший и на режиме 100%-ного скольжения в 10 раз меньший, чем гидромуфты с радиальными лопатками при одних и тех же условиях. [c.234]

Насос 1 соединен через упругую муфту с валом двигателя и с вращающимся кожухом 3. На стороне турбины 2, жестко соединенной с ведомым валом, расположен дополнительный объема, сообщающийся с тором гидромуфты через отверстия 5. Рабочие колеса выполнены с прямыми радиальными лопатками. При внутреннем самоопоражпивании в гидромуфтах этого типа используется разность статического напора между вращающейся дополнительной камерой и рабочей полостью. При работе гидромуфты в пределах скольжения от номинального и до критического, соответствующего предельной перегрузке, круг циркуляции охватывает периферийную часть рабочей полости. При этом масло в дополнительном объеме образует на уровне отверстий 5 тонкое кольцо, прижатое к периферии камеры. [c.238]

Защитные или предельные гидромуфты работают при постоянном числе оборотов двигателя, если не считать период разгона последнего. Конструкция защитной гидромуфты Фойт-Синклер типа Tv-1 показана на фиг. 37. Здесь колесо насоса обозначено —1, колесо турбины—2, вращающийся кожух—3, ведущий вал—4 и ведомый вал—5. Лопатки турбины выполнены длиннее лопаток насоса непосредственно под кругом циркуляции расположена камера предварительного наполнения 6, сообщающаяся через небольшие отверстия с дополнительным объемом 7. Когда гидромуфта нагружена номинальным моментом, т. 8. работает при малом скольжении, вся жидкость сосредоточивается в рабочей полости, где устанавливается циркуляция, и не попадает в камеру 6. При возрастании нагрузки до определенной величины (назовем ее критической) часть потока жидкости, прил<а-того к направляющей стенке колеса вследствие падения числа оборотов турбины, с большой скоростью направляется в предварительную камеру. В результате такого внутреннего опоражнивания рост крутящего момента прекращается, так как гидромуфта теряет способность к дальнейшей перегрузке. После заполнения предварительной камеры опоражнивание гидромуфты замедляется, так как [c.78]

Рис. 24. Изменение меридиональной скорости (а) и проекции абсолютной скорости на направление окружной (б) в круге циркуляции муфты с тором и радиальными лопатками при различных режимах (скольжение 5—50% > при П] =400 o6jMUH и давлении питания ра=5 м вод. ст.

Уменьшение коэффициента v с ростом Ма (до Ма 0,95) объясняется ростом градиентов скоростей в канале и относительно большим отставанием капель от потока пара из-за инерции. Рост коэффициента V при сверхзвуковых скоростях может быть объяснен значительным дроблением пленок и капелек влаги в скачках уплотнения и появлением мелкодисперсной влаги в скачках конденсации. Следует отметить, что полученные в опытах значения коэффициента V (рис. 4-9,г) оказались достаточно высокими ( - 0,42ч-0,б), несмотря на значительные размеры капель перед решеткой =60 мкм). Это еще раз подчеркивает сущеспзенную роль дробления капель и пленок внутри капала решетки. Действительно, при использовании метода взвешивания измеряемая сила, действующая на лопатку, определяется только скольжением фаз внутри канала до выходной кромки [фюрмула (4-10)], и, следовательно, при движении влаги только в виде пленки коэффициенты v должны были бы оказаться весьма малыми. [c.88]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...