Турбомашина центробежная

По принципу действия различают гидравлические машины лопастного типа, или турбомашины (центробежные насосы, турбины), и объемные машины, действующие по принципу - вытеснения жидкости твердым телом (поршневые насосы). С гидравлической точки зрения наибольший интерес представляют лопастные машины. Рассмотрим на примере центробежного насоса принцип действия и выведем основное уравнение лопастных машин. [c.92]

Это выражение, лежащее в основе расчёта всех турбомашин (центробежных компрессоров, центробежных насосов и т. д.), носит название уравнения Эйлера. [c.561]

Изучение прочности дисков различных типов турбомашин в поле центробежных сил при нормальных, низких и высоких температурах, в том числе при неравномерном нагреве по радиусу, а также малоцикловой повторно-переменной нагрузке за пределами упругости. [c.665]

Момент сил статического сопротивления на рабочем органе Постоянен Является функцией угла поворота ф Является функцией угловой скорости ф Металлорежущие станки, конвейеры, краны Прокатный стан, винтовой пресс Турбомашины (вентилятор, центробежный насос) [c.411]

Если расход п сети резко уменьшается, давление повышается и может достичь критического значения, при котором центробежные силы частиц газа на окружности рабочего колеса окажутся недостаточными, чтобы продолжать подачу в сеть. Это может продолжаться до тех пор, пока давление в сети не понизится, после чего компрессор вновь начнет подачу, н т. д. Такая неустойчивая работа (помпаж) очень плохо отражается на самой машине, двигателе и трубопроводах, и поэтому установки с турбомашинами снабжаются противопомпажными регуляторами, открывающими выхлоп в атмосферу при давлении, близком к критическому. [c.481]

При исследовании динамической прочности турбомашин большую роль играет определение аэродинамических сил, вызывающих колебания элементов рабочего колеса центробежного компрессора. Эта проблема особенно важна при высоких абсолютных значениях давлений в проточной части турбомашин, характерных для современных компрессоров и нагнетателей, предназначенных, в частности, для работы на магистральных газопроводах и в химической промышленности. [c.297]

Однако уравновешивание ротора можно выполнить так, чтобы исключить какую-либо его разборку после балансировки. Для этого можно предложить снабжать ротор специальным устройством (фиг. 8), состоящим из тонкостенной трубы 1, внутри которой размещаются уравновешивающие грузы 2. По длине ротора грузы 2 целесообразно располагать под дисками ротора, т. е. так, чтобы центробежные силы инерции, развиваемые этими грузами, воспринимались непосредственно дисками. Труба 1 применяется (в данном устройстве) только с целью удобства ввода и размещения грузов 2. Очевидно, путем закрепления грузов 2 на специальной штанге можно в некоторых конкретных случаях трубу 1 исключить. Но такие трубы, кроме указанной функции, могут выполнять в роторе другие конструктивные функции, например, служить элементом, скрепляющим диски ротора турбомашины и т. д. [c.309]

Уравнения (13—III), (14—III) и (15—III), выведенные Леонардом Эйлером, служат основой для расчета не только паровых турбин, но и всех других турбомашин (гидравлических турбин, центробежных насосов, вентиляторов, турбовоздуходувок и др.)- [c.208]

Длинные естественно закрученные лопатки турбомашин подвержены воздействию центробежных и аэродинамических усилий, которые вызывают в лопатке деформации не только растяжения, но и изгиба и кру- [c.69]

На основе современной теории турбомашин, в частности теории центробежных насосов [37], вопрос о расчете осевых сил представляется в следующем виде. Осевые силы, возникающие вследствие действия потока на рабочие колеса, определяются Шг поверхностными силами, действующими как на наружные по- [c.158]

Гидромуфты с турбомашинами, имеющими первый вид нагрузки, получили наибольшее распространение. Под турбомашинами понимаются все лопастные машины, работающие по принципу изменения количества движения на рабочих лопастях, такие как турбовоздуходувки, центробежные насосы, гидромуфты и т. п. [c.175]

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]

Иногда специфические условия работы исследуемого соединения требуют создания специальных экспериментальных средств. К ним можно отнести, например, замковые соединения рабочих лопаток турбомашин, условия работы которых в значительной мере определяются действием центробежных сил, возникающих при вращении ротора турбины. [c.329]

В конструкциях встречаются диски значительной толщины, иногда соизмеримой с радиусом. Для них методы расчета, использующие гипотезы плоского напряженного состояния и жесткой нормали, не пригодны. Расчет пространственного напряженного состояния стал возможен в связи с разработкой метода конечных элементов (МКЭ), позволяющего реализовать хорошо разработанные процедуры решения упругопластической задачи, и внедрением ЭВМ достаточно большой эффективности. При расчете центробежных колес турбомашин (крыльчаток) необходимо учитывать взаимодействие лопаток и несущих дисков. Для этой цели разработаны уточненные методы расчета, реализуемые на ЭВМ. [c.6]

Замковые соединения лопаток с диском являются одними из наиболее напряженных и ответственных узлов турбомашин. Наряду с основной нагрузкой — центробежными усилиями пера лопатки и собственно замка — рассматриваемые конструкции испытывают силовые воздействия [611 от газовых усилий в осевом направлении и в плоскости вращения ротора, от колебаний лопатки в неравномерном газовом потоке, от момента, возникающего вследствие смещения центра тяжести поперечных сечений по отношению к радиусу диска. Кроме того, на опорных площадках замка возникают силы трения, противодействующие взаимному смещению деталей друг относительно Друга. [c.182]

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]

Кавитационные характеристики турбомашин обычно имеют вид диаграмм, на которых представлены напор, объемный расход или мощность в зависимости от напора на входе. Критерием, по которому судят о кавитационных характеристиках насоса, является падение напора по сравнению с его величиной в бескавитационном режиме при одинаковых расходах. Необходимо обеспечить определенный напор на входе, чтобы ограничить падение напора заданной величиной. Экспериментально установлено, что для обеспечения одинаковых кавитационных характеристик данного центробежного насоса при использовании некоторых жидкостей, отличных от воды, а также воды при высокой температуре необходим меньший напор на входе, чем для холодной воды. Так, на диаграмме, представленной на [c.306]

Центробежные вентиляторы относятся к классу лопаточных турбомашин, в который входят также центробежные компрессоры и насосы. Общность рабочих процессов, происходящих в этих турбомашинах, а также близость их принципиальных аэродинамических схем позволяют использовать при анализе работы и расчете характеристик центробежных вентиляторов результаты соответствующих исследований компрессоров и насосов. [c.850]

К центробежным турбомашинам можно отнести так е так называемые дисковые насосы, вентиляторы и компрессоры, в которых рабочее колесо представляет собой пакет дисков, вернее колец, рас- [c.857]

Успехи, достигнутые в экспериментальном и теоретическом исследованиях физического процесса, происходящего в центробежной ступени, и в усовершенствовании метода расчета центробежных вентиляторов, позволили в последние годы провести большую работу по созданию новых высокоэкономичных аэродинамических схем центробежных турбомашин. [c.858]

Как будет показано пиже, прямолинейная решётка применяете , в осевых, а круговая — в центробежных турбомашинах. [c.345]

Для заливки подшипников, несущих спокойную нагрузку при pv 5.9 NIH/M- м/сек (60 кгс/см- м/сек), нерабочих вкладышей опорных подшипников турбомашин, судовых и стационарных паровых машин мощностью до 8S0 кет, локомобилей, лесопильных рам, гидротурбин, электродвигателей мощностью 250—750 кет, электрогенераторов мощностью до 500 кет. компрессоров мощностью до 370 кет, центробежных насосов мощностью до 1470 кет, вакуум-насосов, зубчатых редукторов и шестеренных клетей прокатных станов, подъемных машин мощностью до 1325 кет, дробилок, паровозов [c.176]

Воздуходувные машины. Их разделяют на центробежные и поршневые. Первые делят на вентиляторы-и турбомашины, а вторые — на ротационные (водокольцевые насосы, с радиальными выдвижными пластинами, коловратные) и с возвратно-поступательно движущимися поршнями. [c.266]

Действие вентиляторов и турбомашин основано на центробежном принципе, при котором кинетическая энергия воздуха превращается в потенциальную энергию давления, а действие поршневых машин — на принципе выжимания воздуха поршнями. Наиболее простыми по конструкции являются водокольцевые насосы, но они обладают малым КПД 0,4—0,45. [c.266]

Проведенные ЦКТИ исследования центробежных компрессоров (30] показали, что методы расчета и проектирования турбокомпрессоров применимы как для случая сжатия воздуха, так и для случая сжатия пара. Кроме того, эти исследования показали, что машины для сжатия пара так же надежны в эксплуатации, как и воздушные компрессоры. Изготовляемые в СССР турбомашины в некоторых случаях могут быть без особых затруднений приспособлены для сжатия пара. [c.220]

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]

РАСЧЕТНОЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ ТУРБОМАШИНЫ С ДВУСТОРОННИМ ВХОДОМ [c.7]

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]

О характере сил, передаваемых со стороны ротора на корпус при наличии зазоров в подшипниках. О вибродефектоскопии турбомашин. При рассмотрении сил, передаваемых от ротора на корпус, не будем учитывать существующих неправильностей геометрии узла цапфа — подшипник. Эти отклонения в геометрии будут создавать различные высокие гармоники возбуждения. Очевидно, что на корпус двигателя передается не вся неуравновешенная центробежная сила = /песо (при жестком роторе) или Pj, = m (г + е)сй (при наличии прогибов у самого ротора). [c.214]

Махутов Н. А., Гаденин М. М., Кондратьев А. Д. Экспериментальнорасчетная оценка долговечности ротора центробежного сепаратора.— В кн. Материалы Всесоюз. семинара Прочность элементов роторов турбомашин . Киев Институт проблем прочности АН УССР, 1978. [c.134]

Методика исследований и уравновешивания турбомашин на виброизмерительном стенде. Известно, что не только дисбалансы элементов ротора вызывают неуравновешенные силы. Причиной возникновения этих сил являются перекосы подшипников, несоосиость роторов, деформация собранной конструкции (сила затяжки в разных узлах), неустойчивость движения цаифы на масляной пленке и ряд других факторов. Заметим, что если в жестком роторе центробежные силы изменяются пропорционально квадрату скорости вращения, то в гибком эта закономерность не сохраняется. [c.125]

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 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]

Шнейдман А. Е. Определение частот собственных колебаний лопаток турбин при вращении методом раздельного учета упругих и центробежных сил.— В кн. Коие-бания в турбомашинах. Изд. АН СССР, 1956, 208 с. [c.454]

При работе гидромуфты с турбомашиной может наблюдаться при определенных условиях и второй вид изменений нагрузки (Л 2 = Л н1 ). Такие условия могут встретиться, например, на самолете, при работе нагнетателя на моторе при постоянном давлении иаддува (рн = onst), т. е. при условии постоянства весового расхода воздуха, подаваемого в мотор при изменении числа оборотов крыльчатки нагнетателя в зависимости от изменения высоты полета. Гидромуфта может приводить центробежный насос, питающий паровой котел, причем характеристика работы потребителя и сети будет такова, что напор насоса изменяется прямо пропорционально числу оборотов. Так как мощность насоса равна произведению QЯ, то мощность на ведомом валу гидромуфты в данном случае будет изменяться пропорционально квадрату числа оборотов, и потери выразятся следующим образом [c.177]

Как и для агрегатов теплоэнергетики, при определенных сочетаниях режимов термоциклического нагружения, действия статических нагрузок и конструктивных параметров детали в элементах турбомашин может проявиться эффект формоизменения конструкции в целом [10] или отдельных зон [70], выражающийся в накоплении односторонних [12] деформаций [9, 44]. Этот эффект особенно характерен в условиях значительных градиентов по сечению детали и высоких температур термического цикла. Такой случай реализован при испытании дисков (диаметр диска 450 мм, диаметр ступицы 70 мм) турбомашин по специальной программе (рис. 1.15, а) с имитацией центробежных сил [43]. В период выхода на стационарный режим в диске наводились высокие перепады температур (до 600° С). Опытные данн-ые (рис. 1.15, б) свидетельствуют о том, что процессы накопления за цикл односторонних деформаций (для режима при Ттах=750°С) быстро стабилизируются. Характер изменения пластических деформаций и деформаций ползучести по циклам один и тот же. Значения накопленных за цикл деформаций (пластической и ползучести) сопоставимы, а суммарная их величина оказывается значительной с точки зрения накопления квазиста-тических повреждений. Циклический характер процесса деформирования реализуется по всему объему диска (рис. 1.15, в). Примечательно, что пластические зоны деформирования появляются на ободе и в зоне расточки диска они занимают большие объемы и не меняются при циклическом деформировании, при этом пластические деформации могут составлять около 1% [44]. Следовательно, наиболее подвержены повреждениям крайние точки обода и ступица диска [22, 100]. [c.29]

Уплотнения с плавающими кольцами обеспечивают существенно лучшую герметичность, чем простые щелевые уплотнения, но имеют значительно большие утечки, чем торцовые плотнения. Б связи с этим в большинстве практических случаев уплотнения с плавающими кольцами не используют в качестве концевых уплотнений, их преимущественно устанавливают в узлах предварительных, межступенных и вспомогательных уплотнений, или уплотнений с затворной средой. Уплотнения с плавающими кольцами эксплуатируют в центробежных насосах и компрессорах, в турбомашинах энергетических установок и в других роторных машинах, работающих на жидких и газообразных средах. Эти уплотнения успешно используют при высоких перепадах давлений и скоростях скольжения (соответственно до 40 МПа и до 250 м/с), при низких и высоких температурах (от 20 до 650 К) в агрессивных, взрывоопасных, радиоактивных, легкокипящих, криогенных и других средах. [c.377]

Описанные конструкции лабиринтных уплотнений применяют в турбомашинах при низких и средних давлениях. При высоких давлениях эти конструкции недостаточно надежны вследствие потери прочности гребней под действием газового потока высокого давления. В этих условиях целесообразно использовать сотовые уплотнения, которые применяют, например, в сов15еменных центробежных компрессорах высокого давления [4]. [c.387]

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]

Напряжения от центробежных сил. Центробежные силы, связанные с вращением кодас турбомашин, вызывают растяжение лопаток. При определении растягивающих напряжений лопатку рассматривают как консольный стёржень переменного поперечного сечения (рис. 1). На малый элемент лопатки объемом Р (г ) йг действует Центробежная сила [c.277]

Первые исследования по теории центробежных вентиляторов в нашей стране были проведены М. М. Федоровым (1910—1930). В его работах предлагалась методика выбора центробежных турбомашин при помощи безразмерных характеристик, приводились формулы для определения наивыгоднейшего диаметра рабочего колеса, исследовалась совместная работа нескольких вентиляторов. Теоретические исследования центробежных турбомашин в тридцатых годах были проведены также Г. Ф. Проскурой и К. И. Страховичем. [c.849]

В сборнике прнведены расчеты на прочность и жесткость рабочего колеса центробежной турбомашины, сильфонов, манометрических пружин, резино-метал-лических амортизаторов, деталей прессовых соединений, пластин, подкрепленных ребрами жесткости. Даны статистический анализ деформаций цилиндрических оболочек, результаты исследований ползучести специальных сталей, устойчивости и колебаний стержней, наполненных жидкостью, устойчивости гофрированных панелей, температурных деформаций поршней и гильз двигателей внутреннего сгорания. [c.2]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...