Число Лопатки - Длина

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]

Лопатки последней ступени достигают в мощных турбинах (или в турбинах с большим числом оборотов) такой длины (высоты) по отношению к диаметру, что получается слишком большое расхождение лопаток на внешнем диаметре. При слишком большом расстоянии между лопатками возможен пропуск большого количества пара без использования. Поэтому длину лопаток или точнее отношение длины лопатки,к диаметру приходится ограничивать. Стремятся обычно к тому, чтобы [c.332]

Вычислить, каково будет удлинение лопатки газовой турбины вследствие ползучести через 100 часов работы при температуре Т=800 С и числе оборотов п=7200 в минуту. Расстояние от оси вращения до внешнего конца лопатки / =50 см, длина ло- [c.249]

В турбине со ступенями давления пар от начального до конечного давления расширяется в нескольких расположенных последовательно ступенях. Схема турбины такого типа с тремя ступенями давления изображена на рис. 31-1, в. Пар расширяется от начального давления ро до некоторого промежуточного pi в соплах 2. Кинетическая энергия потока пара после сопел 2 преобразуется на лопатках 3 в механическую работу на валу 5 турбины. Лопатки 3 закреплены в диске 4, насаженном на вал. После выхода из каналов между рабочими лопатками 3 пар направляется в сопла 2 второй ступени давления и расширяется в них до давления р . Кинетическая энергия пара после расширения в соплах 2 используется на рабочих лопатках 3, после которых пар поступает в сопла 2" третьей ступени давления. В соплах 2" пар расширяется до конечного давления рз и кинетическая энергия его используется на рабочих лопатках 3". Сопла 2 и 2" установлены в диафрагмах 7, которые неподвижно вставлены в корпус турбины и отделяют одну ступень давления от другой. Изменения давления пара и абсолютной скорости по длине проточной части турбины показаны на рис. 31-1, в. Для уменьшения перетекания части пара без совершения работы по зазору между диафрагмой и вадом турбины из-за разницы давления по обеим сторонам каждой диафрагмы в местах возможного прохода пара устраивают лабиринтовые уплотнения, аналогичные концевым уплотнениям, но с меньшим числом гребней. Выходная скорость пара после каждой ступени давления (при парциальности, равной единице) частично может быть использована в последующей ступени, вследствие чего к. п. д. турбины повышается. [c.342]

Lr — работа трения, Дж/кг, кДж/кг I — длина лопатки, м, см, мм М — число Маха момент, Н М [c.4]

Отстройка от резонанса и повышение вибрационной надежности лопаток. Для длинных лопаток характерны низкочастотные колебания, вызываемые технологическими причинами и местными нарушениями потока. Определить количество нарушений k не представляется возможным. Вместе с тем, как показал опыт эксплуатации, зона опасной кратности составляет k = /дх/п = 2-н6. Запас от резонанса 1-го тона колебаний должен составлять не менее 15 % для = 2 и 4 % для к 6. При кратности R 7 допускается работа на резонансных частотах [37]. Опасными для коротких лопаток являются высокочастотные колебания. Они вызываются наличием кромочного следа и зависят от числа направляющих лопаток 2i. Частота возмущающей силы в этом случае равна /д = z n. При парциальном подводе пара принимают фиктивное (то, которое было бы при полном подводе пара к рабочим лопаткам). [c.282]

Обследованием была установлена следующая картина разрушения. За срок службы в течение 2000 ч ротор полностью вышел из строя, причем основному разрушению подверглись длинные лопатки. На отдельных лопатках со стороны диска наблюдались разрывы 120—130 мм (рис. 7). Лопатки сильно утонились вследствие коррозии, что приводило к разрушению за счет недостаточной прочности. На лопатках, после очистки отложений, наблюдались углубления правильной формы, свидетельствующие о том, что наряду с коррозионным нарушением происходил и процесс эрозии. Очень сильно разрушились и заклепки — 50 % общего числа имели изъеденные головки. Сильно разрушились и уплотнения, изготовленные из сплава алюминия с небольшим содержанием меди. Гребешки обойм уплотнений были полностью разрушены. Участки поверхности у заклепок на лопатках диска и покрышке остались в сохранности. Основные и покрывающие диски, а также корпус машины подверглись незначительному разрушению. [c.16]

N — эффективная мощность /j — длина лопатки Hq — теоретическое теплопадение п — число отборов при регенеративном подогреве питательной воды <7 —удельный расход тепла на отпущенный киловатт-час. [c.4]

Наибольшая возможная для заданного числа оборотов мощность турбин ограничивается или выходящими за пределы допустимых напряжениями в рабочих лопатках или отношением среднего диаметра ступени к длине лопатки . Примем наимень- [c.134]

Верховая посадка выгодно отличается от всех предыдущих тем, что каждая лопатка может быть легко сменена без перелопачивания соседних участков диска. Увеличением числа вильчатых пазов можно добиться прочной конструкции хвостовика для самых длинных лопаток и больших окружных скоростей. Универсальность, прочность и жесткость конструкции позволяют ее особенно рекомендовать для лопаток средней и большой длины. [c.29]

Схема разбивки лопатки на участки представлена на рис. 69. Число участков — пять, каждый длиной 54 мм. Радиус корневого сечения / = 470 мм. [c.65]

Турбина ВК-100-2 работает с начальным давлением пара 90 ата и с начальной температурой 480° С, рассчитана на работу с глубоким вакуумом число оборотов турбины равно 3 000 об мин. Турбина двухцилиндровая. Часть низкого давления выполнена с двумя потоками пара. 16-я и 21-я ступени, на которых производилось исследование демпфирующей способности лопаток, идентичны они являются предпоследними ступенями в каждом потоке. Пакеты были составлены по 6—7 лопаток, прошиты тремя рядами проволок 08 мм, припаянными к лопатка.м. Средний диаметр ступени (по рабочим лопаткам) Пср=1 678 мм, длина рабочей части лопаток /1 = 432 мм. Расстояние от оснований лопаток до первого ряда проволок /г =162 мм, до второго ряда проволок /г = 223 мм, до третьего ряда проволок /з = 292 мм. [c.84]

В числе новых конструктивных решений следует назвать рабочую лопатку последней ступени длиной 960 мм-, подвод свежего пара в середину цилиндра высокого давления размещение ступеней низкого давления в цилиндре среднего давления [c.464]

Турбинные мешалки (рис. 31, е) напоминают собой рабочее колесо водяной турбины с лопатками. Такие мешалки могут иметь одно или несколько рабочих турбин (колес). Число лопаток рабочего колеса различно и колеблется от 4 до 16. Форма лопаток и их расположение (прямое или наклонное) определяются характером перемешиваемой жидкости и целью перемешивания. Диаметр турбины выбирают в зависимости от диаметра сосуда d=(0,334-0,5)/) при D l,5 и d = (0,25- 0,33)/) при D> >1,5 м. Длина и ширина лопатки 1 = 0,25d-, b = 0,2d. В многорядных турбинных мешалках расстояние между двумя соседними турбинами берется в пределах (0,5- 2) d в зависимости от плотности и вязкости перемешиваемой жидкости. [c.63]

В ступенях с относительно длинными лопатками условия для конденсации сильно отличаются в различных сечениях по высоте проточной части. Зона Вильсона может быть достигнута у корня лопатки, тогда как до этой зоны еще далеко у периферии ступени. При этом места выпадения капель, их число и размеры могут сильно отличаться в различных по радиусу сечениях проточной части. [c.127]

Это особенно касается лопаточного производства в связи с его централизацией. Проблема аэродинамики настолько изучена, что потребности крупного турбиностроения могут быть удовлетворены ограниченным числом профилей. Возможна также стандартизация целых ступеней с длинными лопатками. Наконец, высший уровень унификации должен охватывать такие объекты, как ЦНД в целом. При правильной постановке перспективного проектирования унифицированный ЦНД может применяться в турбинах как для АЭС, так и для ТЭС. [c.28]

Значительный прогресс в создании последних ступеней был достигнут за рубежом. Фирма ВВС имела для быстроходных турбин РК 5=10,2 м при /г=1048 мм и й 2 = 3102 мм. В настоящее время создано новое РК [43] со стальными лопатками длиной I2 = 1200 мм и 2 = 3252 мм (di = 2,71 и 5 = 12,25 м ). Окружная скорость на периферии этого колеса и"— 700 м/с и число Ми2>1,5. [c.32]

В двухпоточном ЦСД размещалось наибольшее число ступеней (16—18). При этом средние диаметры первой и последней ступеней можно было поднять соответственно до 1,3—1,6 м при длинах лопаток, обеспечивавших достаточно высокий их к. п. д., хотя и не более высокий, чем однопоточного ЦСД турбин К-200-130. Все РЛ ЦСД мощных паровых турбин — закрученные. Имеется тенденция все РЛ выполнять с бандажами, причем наиболее длинные — интегрально с пером лопатки (см. рис. П1.4). [c.40]

Рис. 11.25. Внешний вид (а) разрушенной рабочей лопатки I ступени компрессора двигателя АИ-24, излом (6) по сечению ее разрушения, (в) рельеф излома в очаге разрушения с дефектами материала в виде плен в плоскости шлифа и (г) зависимость шага мезолиний h и числа ПЦН от длины трещины а. Стрелкой указано место начала разрушения

При такой кинетике разрушения период развития многоцикловой усталостной трещины, рассчитанный но общему числу макролиний и блоков мезолиний, составляет около 190 полетов самолета для лопатки с максимальной наработкой на двигателе № А82У122108. Последняя проверка рабочих лопаток П1 ступени турбины этого двигателя по бюллетеню № 1043-БЭ проводилась за 74 ч до разрушения лопатки, что при средней продолжительности полетов за период после последнего ремонта двигателя в 2,6 ч составляет около 30 полетов. Из графика на рис. 2.25 видно, что 30 полетов до разрушения лопатки в момент ее проверки трещина в лопатке имела длину около 15-16 мм. Однако она не была выявлена при последнем контроле лопатки в то время, как опыт эксплуатации двигателей НК-8-2у показывает, что технология проверки [c.619]

Промежуточные лопатки неполной длины могут устанавливаться на периферии радиальной решетки. Они предназначены для устранения обратных токов, если шаг радиальной решетки у периферии слишком велик. Число основных радиальных лопаток в этом случае может быть меньше Zjmin, определяемого формулой (4-4). [c.166]

Имеющиеся данные о сравнительной оценке эффективности всех трех способов основаны на практике расчетов и имеют предварительный характер. Расчет в естественной системе координат ( 45 и 48) и.меет вполне, общий характер, но практически удобен только в задачах течения в относительно узких каналах с плавными границами, в которых кривизна линий тока сразу может быть указана с достаточной точностью. В этом способе расчета применяются предельно простые уравнения, но зато требуется большой объем подготовительной работы. В особенности это относится к расчету широких каналов, и в том числе к случаю осевых турбомашин с лопатками большой длины, в котором проверено применение уравнения вихрей в фиксированной системе координат, не содержащих кривизны линий тока ( 46 и настоящий раздел). Расчеты в фиксированных сетках связаны с более сложными формулами, однако они проводятся однообразнее и наиболее пригодны для программирования при возможности использования вычислительных машин, поскольку интегрирование во всех приближениях ведется вдоль фиксированных сечений. Наконец, последний из указанных способов расчета в полуфиксированной сетке с уравнением вихрей, содержащими кривизну линий тока, занимает по своим вычислительным свойствам промежуточное положение. [c.359]

Исследуемая решетка образована двумя профилированными проставками 7 и двумя лопатками 8. Малое число лопаток приводит к некоторой неравномерности полей давлений перед и за решеткой. Однако для целей данного исследования эта неравномерность не имеет существенного значения. В то же время малое число лопаток решетки позволило выполнить их более крупными и облегчить проведение измерений. Подвижные лопатки 8 перемещаются в профильных пазах неподвижной стенки 3 с помощью ходового винта 9, гайка которого вращается в гнезде кронштейна 10 перемещение лопатки измеряется по шкале с нониусом. Лопатка своим торцом прижимается к подвижной стенке 4. Лопатка отодвигается для обеспечения свободного перемещения этой стенки, а также для создания торцового зазора. Вдоль торца лопатки расположены два пояса отверстий для измерения статических давлений в среднем межлопаточном канале. (Результаты исследования явлений, связанных с наличием зазора, здесь не описываются.) Кроме того, применялись подвижньш лопатки увеличенной длины, дренированные в среднем сечении (т. е. снабженные отверстиями для измерения давления на стенке). Эти лопатки проходят через профильные пазы в специальной стенке из органического стекла, устанавливаемой вместо неподвижной стенки 4 (контур дренированных лопаток изображен на рис. 155 штрих-пунктиром). Для измерения распределения полного давления применялся Т-образный [c.471]

Первая (низшая) частота колебаний соответствует наличию одной узловой окружности, вторая частота — двум узловым окружностям и т. д. Такая схема реализуется в дисках с короткими жесткими лопатками. При длинных лопатках вторая узловая окружность может проходить по лопаткам или иска-исать свою форму. Естественно, что формы колебаний при разных частотах должны удовлетворять уело ВИЯМ ортогональности при колебании упругих систем, работа инерционных сил диска и лопаток при колебаниях с частотой р, на смещениях k-й формы колебаний должны равняться работе инерционных сил при колебаниях с частотой р на смещениях г-й формы. Если число узловых диаметров т = О, то формы колебания называются осесимметричными, или зонтичными при наличии узловых диаметров—веерными. [c.280]

Число сменных лопаток в комплекте, отличающихся по ширине и толщине лезвия лопатки и длине стержня, зависит от номенкла-ауры винтовых соединений. В комплект может входить также набор торцевых ключей. Например, изготовленная Д. И. Благовещенским отвертка снабжена набором ключей от = 6 жл до = = 14 мм. [c.118]

Рабочие решетки. Рабочие решетки турбинных ступеней выполняются, как правило, путем набора лопаток в пазах, выточенных на периферии рабочих дисков или барабанных роторов. В отличие от сопловых решеток рабочие решетки подвергаются не только изгибу от воздействия парового потока, но также и растяжению от центробежных сил, появляющихся при вращении. В многоступенчатых турбинах вследствие увеличения удельного объема пара при понил<ении давления размеры лопаток от ступени к ступеням растут. Если лопатки первых ступеней имеют длину 15—40 мм (в зависимости от мощности турбин и числа оборотов), го длина лопаток последних ступеней для мощных турбин может достигать 650—780 М.Н для турбин на [c.157]

Таким образом, как следует из формулы (61), степень пар-циалыюсти — это отношение длины дуги, занятой сопловыми лопатками, к длине окружности, иа которой они расположены. Очевидно, что при полном подводе пара степень парциальности е= 1 и произведение шага решетки па число каналов равно длине окружности zt = nd. [c.31]

Все перечисленные потери взаимосвязаны и зависят от режима течения и геометрических характеристик решетки профилей. На профильные потери большее влияние оказывают угол поворота потока, угол атаки, относительный шаг, толщина выходной кромки и шероховатость поверхности лопаток, на концевые потери — относительная длина лопаток. Режим течения в решетках характеризуется числами М и Re. При вычислении числа Re за определяющий размер принимается хорда лопатки, так что Rei, = ibjo , Кеаг = W2tbJo2- [c.107]

Проточную часть рекомендуется применять с постоянным наружным диаметром, что позволяет уменьшить число ступеней при одинаковой частоте вращения ротора. Однако если длина последней лопатки окажется 4<30 мм (в авиационных конструкциях 4<15 мм), рекомендуется перейти к 4р = onst или даже d = onst. [c.236]

Дано средний диаметр = 40 см длина лопатки I = 5,3 см ширина лопатки В -= 2,7 см площадь и момент инерции профиля на внутреннем и наружном диаметрах = 2,89 см = 0,5 см = 1,45 см Ун = 0,125 см материал лопатки — ХН65ВМТЮ плотность материала р = 8,45-10"3 кг/см температура лопатки t = 656,4 °С частота вращения п = 285,4 с 1 число сопловых лопаток == 31. [c.283]

Геометрически зона разрушения по верхней полке имела ступенчатый характер, что соответствует изменению в форме колебания лопатки по мере развития в ней усталостного разрушения. При этом рельеф излома на длине около половины сечения по направлению развития трещины однороден и на нем едва заметны усталостные линии, которые свидетельствуют о смене режима нагружения лопатки, например, за счет изменения скорости обтекания лопатки воздушным потоком. Лишь на длине трещины более 15 мм в зоне перехода от 3-го к 4-му участку имели место регулярные мезолинии усталости (рис. 11.6). На границе перехода ко второй переориентировке плоскости трещины также сформированы отчетливые усталостные макролинии. Они видны и на последующих участках роста трещины вплоть до долома. Между усталостными линиями наиболее грубой формы можно наблюдать блоки из более мелких усталостных линий. Число этих мелких линий колеблется от 2 до 5. Отдельные, едва различимые усталостные линии можно наблюдать и в дальнейшем по мере роста трещины. Общее число усталостных линий в этой зоне разрушения не превышает 30 штук. [c.577]

Если функцию распределения давлений по длине зуба аппроксимировать тремя ступенями одинаковой ширины, то расиределе-ние нагрузки вдоль рабочей грани зуба оказывается почти равномерным, а распределение нагрузки между зубьями несколько изменяется. Если функцию распределения давлений вдоль зуба аппроксимировать пятью (или большим числом) ступенями одинаковой или разной ширины, то распределение давлений вдоль рабочей грани зубьев оказывается существенно неравномерным (рис. 9.16, б), как и при давлениях штампа на полупространство. Отклонение от симметричного распределения давлений на верхнем и нижнем зубцах объясняется различной податливостью зубьев замка лопатки и диска в этих зонах. Данные о распределении нагрузки между зубьями в этом случае приведены в табл. 9.1. [c.176]

Согласно нашим опытам, реакция при уменьшении степени парциальности возрастала в отличие от осевых турбин, где она, как известно, снижается из-за наличия утечек на границах дуги подвода. Возрастание степени реактивности объясняется следующими обстоятельствами. Под действием разности давлений между давлением на активной части дуги и под заглушкой газ поступает под неактивную часть дуги. Это движение можно в известной мере уподобить течению через лабиринтное уплотнение, гребнями которого в данном случае являются лопатки колеса. При уменьшении степени парциальности и увеличении длины неактивной дуги возрастает число лонаток колеса, находящихся под пей, т. е. увеличится число гребешков уплотнений. Расход через уплотнение при этом уменьшится. Одновременно с втеканием газа под заглушку происходит также движение среды в радиальном зазоре под неактивной дугой. Газ движется в направлении вращения под действием сил трения о периферийную поверхность диска и лопаток. Таким образом, при уменьшении степени парциальности растет результирующий расход, направленный в сторону вращения колеса, в связи с чем возрастает и противодавление на активной части дуги. [c.237]

Так как лопатки регулирующей ступени турбины имеют небольшую длину и обладают высокой частотой собственных колебаний (несколько тысяч периодов в секунду), все лопатки диска (они всегда имеют несколько отличающуюся одна от другой собственную частоту) не могут быть отстроены от резонанса с возмущающими силами, частоты которых кратны числу оборотов. Поэтому, как правило, на диске регулирующей ступени всегда имеются лопатки, работающие в резонансе с частотами V = 1псек (где / — целое число), и напряжение в этих лопатках надо рассчитывать при работе их в резонансе (при первом тоне колебаний). [c.147]

Турбина АК-10 — конденсационная двухцилиндровая, мощностью 10 000 /сет, с числом оборотов п = 3 000 об/лгин. Начальное давление пара ро=26 ат, начальная температура 0=375° С. Средний диаметр ступени Т>ср = = 1 008 мм. Длина рабочей лопатки составляла ЪТ1 мм. Скрепляющие связи состояли из ленточного бандажа и одного ряда проволок. [c.90]

Конструктивно турбодетандеры могут быть одноступенчатыми и многоступенчат1Л-ми соответственно числу последовательно установленных рабочи, колес. Наибольшее распространение получили одноступенчатые центростремительные радиальные турбодетандеры, предложенные академиком П. Л. Капицей. Колесо такого турбодетандера имеет длинные лопатки малой кривизны и характеризуются приведенным диаметром [c.301]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...