Турбомашина радиальная

ТУРБОМАШИНЫ РАДИАЛЬНЫЕ — УСТОЙЧИВОСТЬ [c.648]

Турбомашины радиальные — Диски Расчет 234, 238 [c.648]

Рис. 4-11. Схема турбомашины (радиальный насос или компрессор).

ЮТСЯ. Расчет диска радиальной турбомашины (радиальной турбины, центро- [c.248]

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]

На рис. XVI.7 показаны схемы ванн для исследования потока в колене (а), диффузоре или конфузоре (б) и для изучения поля скоростей, вызываемых радиальными вихрями в области между двумя цилиндрами (в). Последнее имеет значение при изучении пространственных потоков в турбомашинах. Для этого, как видно из рисунка, достаточно ванну сделать в форме секторального выреза из цилиндров и один электрод поместить на плоскость А, а другой — на плоскость В. Аналогичные ванны можно построить и для изучения потоков в вентиляторах и насосах. [c.475]

Вариант 3. На, фиг. 435 схематически изображен статор турбомашины той же конструкции, что и в предыдущем варианте. Отличие его заключается только в том, что необходимость точной обработки посадочных мест III под диафрагмы устранена применением радиальных компенсаторов, что снижает трудоемкость механической обработки по сравнению с предыдущим вариантом. [c.495]

Отметим, что учет зазора в подшипниках качения роторов ГТД (где этот зазор делается повышенным из-за конструктивных соображений) может сместить критические режимы более чем на 30%, что больше общепринятого запаса на критические обороты, назначаемого конструкторами при проектировании турбомашин. Более того, не учитывая влияния радиального зазора в подшипниках на динамику ротора, невозможно объяснить появление колебаний ротора с частотами, кратными оборотам ротора (см. осциллограмму на фиг. 95). [c.191]

Далее соотношение (VII. 15) показывает, что при со Л амплитуды колебаний цапфы в подшипнике растут и наблюдается неспокойная работа машины. Известно, что радиальные зазоры в подшипниках турбомашин лежат в пределах б == 0,1—0,01 мм, поэтому режимы неспокойной работы этих роторных машин приходятся на обороты 3000—10000 об/мин., т. е. будут как раз на очень часто применяемых в ГТД оборотах, следовательно, эти режимы нужно уметь достаточно точно рассчитывать, чтобы избежать их в условиях эксплуатации. Вместе с тем на этих оборотах роторы ГТД уже деформируются и их нельзя считать жесткими и, следовательно, действительная частота раскачки ротора будет отличной от величины, определяемой соотношением (VII. 16), полученным без учета податливости ротора. Более того, действительные режимы неспокойной работы машины можно получить более точно лишь с учетом увлекаемых масс корпуса. [c.204]

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]

Концевые вихри образуются вблизи краёв лопаток вследствие разности давлений на вогнутой и выпуклой сторонах лопатки. В крайних сечениях изолированного крыла вследствие отсутствия преграды воздух перетекает от вогнутой поверхности, на которой имеется избыточное давление, к выпуклой поверхности, где получается разрежение (фиг. 14). Аналогичные явления возникают на концах лопаток турбомашин. Перетекание пара происходит не только через радиальный зазор (если лопатки не свя- [c.140]

В расчетах дисков радиальных турбомашин упрочнение диска за счет лопаток и изгиб диска в случае одностороннего входа пара пли газа не учит )тл- [c.246]

Расчет дисков радиальных турбомашин (фиг. 22) может быть произведен изложенными выше методами с небольшими изменениями формул. Если не учитывать жесткости лопаток и вводить их в расчет как присоединенные к диску осесимметрично распределенные массы, то формулы (3) необходимо заменить следующими соотношениями [c.238]

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]

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 осуществления дефектоскопии этим способом турбомашину останавливают, вскрывают подшипник и поднимают ротор на высоту, определяемую величиной радиального зазора между ротором и статором. После этого воздействуют вибрационными нагрузками на ротор в зоне подшипника, поворачивают ротор и в фиксированных положениях измеряют частоту колебаний. Для каждого из фиксированных положений по полученным данным строят резонансные кривые, по которым определяются собственные частоты, а раз.меры и местоположение дефекта — по смещению этих частот при повороте ротора. [c.170]

Круговые решетки получаются в сечениях кольцевых решеток радиальных турбомашин плоскостью, перпендикулярной к оси вращения. [c.104]

Это уравнение описывает условие равновесия потока в радиальном направлении. Оно показывает, что давление, а следовательно, и скорости потока, меняются вдоль радиуса. Это условие необходимо учитывать при расчете течения в кольцевых аэродинамических решетках турбомашин или в пространстве между ними. [c.253]

Знак первого члена может быть как положительным, так и отрицательным — это зависит от знака кривизны меридиана. Если поверхность тока вогнутая (рис. 9.19), то первый член положителен и, следовательно, суммарный градиент давления уменьшается. Таким образом, изменяя контуры корпуса турбомашины, можно в известных пределах изменять величину радиального градиента давления. [c.255]

У сплавов, использующихся для дисков турбомашин, ярко выраженный участок текучести отсутствует и при нагружении напряжения и деформации изменяется непрерывно до разрушения. Для дисков, таким образом, предполагается, что при повышении частоты вращения возникновение пластических деформаций приводит к перераспределению напряжений и постепенному выравниванию их в меридиональном сечении. Потеря несущей способности происходит при достижении нормальными (окружными) напряжениями в этом сечении предела прочности (г). Это относится к дискам с плавно изменяющейся толщиной, не имеющим резких сужений и изменений толщины и значительной концентрации напряжений. Если окружные напряжения во всех сечениях больше радиальных, то можно считать, что в момент достижения предельного состояния [c.125]

Определение действительных потерь в рабочих колесах и направляющих аппаратах турбомашин не может быть сведено к простому расчету по формулам (97) и (98), так как наряду с учитываемыми этими формулами потерями в плоской безграничной решетке существенное влияние оказывают еще конечность высоты лопаток и толщина их задних кромок, наличие радиального зазора между лопатками и кожухом и аксиального зазора между рабочим колесом и направляющими аппаратами, а также центробежные эффекты на вращающемся колесе. Теоретическое изучение роли этих важнейших источников вредных сопротивлений и потерь в турбомашинах представляет основную задачу современной гидроаэродинамики турбомашин можно ожидать, что теория пограничного слоя принесет большую пользу на пути решения этих задач. [c.654]

В те же 1950-е годы Г. Г. Черный в рамках модели радиально уравновешенного течения сформулировал и попытался решить ряд задач оптимизации ступени турбомашины [4, 5]. Сложность задач при отсутствии в то далекое время компьютеров не позволила довести их решение до конечных достаточно обозримых результатов. Недавно в том же приближении радиально уравновешенного течения задача оптимизации ступени но снимаемой могцности решена А. П. Крайко и А. А. Осиповым ([6] и Глава 1.4). Обнаружены два типа оптимальных распределений с участками двустороннего и краевого экстремума по числу Маха и углу поворота потока. В одном из них предельно дону- [c.16]

В реальных конструкциях рабочих колес падение некоторых собственных частот с увеличением частоты вращения возможно в том случае, если статическое действие центробежных сил сиособио вызвать в некоторых элементах (участках) конструкции появление отрицательных главных напряжений (напряжений сжатия). Возможность такой ситуации, влекущей падение некоторых частот с ростом частоты вращения, теоретически обнаружена [14, 46] применительно к колебанпям вращающихся рабочих колес турбомашин радиального типа. [c.116]

Воздушную н газовую смазку применяют в радиальных и упорных подшипниках высокооборотных шлш[)овальных шпинделей, высокооборотного сверлрльного оборудования, роторов гироскопов, центри [)уг, турбомашин, турбодетандеров, криогенных агрегатов, в опорах прецизионных поворотных столов, в направляющих металлообрабатывающих станков. . , [c.33]

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]

Для оценки напряженности рабочего колеса турбины TKP-U и последующего расчета на приспособляемость были определены тепловые напряжения, возникающие в диске в различные моменты времени при пуске и охлаждении. При этом использовались результаты исследования температурных полей при нестационарных тепловых режимах. Вначале расчет был произведен по приближенной методике, не учитывающей влияния жесткости лопаток и изгиба диска [38]. Затем был применен уточненный метод расчета упругих напряжений в дисках радиальных турбомашин, свобрдный от этих допущений [64]. [c.170]

Таким образом, даже без учета отклонений геометрии узла цапфа — подшипник на корпус реальной роторной машины, всегда имеюш,ей радиальный зазор в подшипниках, передаются полигармонические силы, которые могут вызывать на разных оборотах резонансные колебания. Это и объясняет обилие гармоник перемеш,ения корпуса реальной турбомашины. Отметим, если систему ротор — корпус рассматривать как линейную, не имею-ш,ую зазоров в подшипниках, то дисбаланс ротора может на корпусе возбудить только первую гармонику перемещения. Можно сказать, что амплитуда первой гармоники в колебаниях двигателей в основном определяется дисбалансом. Амплитуды гармоник высших порядков определяются многими факторами. Их следует тщательно изучить. Конечным результатом этих исследований должна явиться разработанная в деталях технология вибродефектоскопии. Такая технология должна иметь возможность по величинам амплитуд различных гармоник перемещения (или ускорения) указать на основные возможные технологические дефекты, приводящие к росту соответствующих гармоник на тех или иных оборотах двигателя. Для определения такого соответствия необходимо выполнить по специальной программе достаточно большое число экспериментов, при которых в конструкцию двигателя преднамеренно вводятся типичные дефекты, нарушения геометрии и при этих условиях осуществляется гармонический анализ перемещений корпуса двигателя, т. е. определяются характерные величины амплитуд разных гармоник. [c.217]

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]

На рис. 6.25 показаны типичные схемы полочного бандажирова-ния в рабочих колесах компрессоров и турбин. Натяг по поверхности контакта полок соседних лопаток обеспечивается как в основном при сборке путем предварительной упругой закрутки лопаток вокруг радиальных осей в сторону их естественной закрученности, так и в результате действия поля центробежных сггл, стре.мяшего- ся вызвать уменьшение естественной закрутки. Запас упругой закрутки в сочетании с действием поля центробежных сил призван обеспечивать гарантированный натяг по контактным поверхностям полок на любых режимах работы турбомашин. [c.106]

Изменение режимов работы турбомашины влечет за собой и изменение нормальных усилий в стыках. При переходе с режима на режим могут изменяться и центробежные силы, и температура, влияющая на модуль упругости. материала лопаток, а также и деформация лопаток и диска в радиальном направлеипи как иод действием центробежных сил, так и из-за изменивщегося температурного состояния. Совокупное действие указанных факторов способно при определенных условиях приводить к качественной перестройке спектра рабочего колеса. [c.111]

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]

Коэффициенты полного сопротивления радиально-кольцевых и осерадиально-кольцевых (комбинированных) диффузоров выпускных патрубков турбомашин (см. пп. 84—89 пятого раздела), установленных на всасывании и выбрасывающих поток в большой объем, приведены на диаграмме 11-10. [c.503]

Чередование нестационарных режимов работы со стационарными делает все более сложными и напряженными условия работы дисков турбомашин [22, 23, 44]. Мощные тепловые потоки в авиадвигателе вызывают в турбинных дисках высокие температуры (до 700° С) при значительных радиальных перепадах (до 300°С). Это определяет большие термические напряжения циклического характера [43, 70]. На стационарных режимах температуры и нагрузки сохраняются постоянными, но достаточно высокими, что приводит к ползучести и релаксации напряжений во время эксплуатации. Таким образом, в материале турбинного диска при многократном повторении нестационарного режима возникают циклически изменяющиеся пластические деформации, а их накопление от цикла к циклу в ряде случаев является причиной разрушения дисков [22, 43], особенно если пластичность материала снижается с увеличением выработки ресурса и пребывания материала в условиях высоких температур [10, 100]. В этом отношении характерны результаты теоретического и экспериментального исследования термопрочно- сти дисков турбомашин [43], приведенные на рис. 1.7. [c.15]

Г. Г. Черный выполнил исследования, сыгравшие ключевую роль в создании и развитии простых ( инженерных ) моделей течения. В связи с проблемой квазиодномерного описания течений в каналах Л. И. Седов и Г. Г. Черный в 1954 г. обосновали процедуру осреднения параметров с сохранением интегральных характеристик потока. Путем линеаризации уравнений закрученного течения Г. Г. Черный в 1956 г. получил критерий, определяюгций коэффициенты расхода и тяги сопла. Как много позже показали двумерные расчеты, этот критерий применим при закрутках, уменьшаюгцих коэффициент расхода на десятки процентов. В те же годы в рамках модели радиально уравновешенного течения он сформулировал и решил ряд задач оптимизации ступени турбомашины. [c.11]

Выбор расчетной схемы. Колеса турбомашин с радиальным направлением потока рабочего тела находят широкое применение в компрессоростроении и турбостроении. На рис. 6.1 показаны основные схемы меридиональных сечений радиальных колес, которые разделяют на колеса открытого типа (рис. 6.1, а), не имеющие покрываюш,его диска, и закрытого типа (рис. 6.1, б—е) С покрывающим диском. Основной и покрывающий диски могут быть достаточно тонкими и слабоизогнутыми (рис. 6.1, б, в) и сильноизогнутыми или утолщенными (рис. 6.1, г, д). [c.174]

Воздуходувные машины. Воздуходувные машины разделяют на центробежные и поршневые. К первым относят вентиляторы и турбомашины, а ко вторым — ротационные (водокольцевые насосы, с радиальными подвижными пластинами, коловратные) машины и машины с поступательно движущимися порианями. [c.343]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...