Лопатки Потери гидравлические

Характеристики решеток при больших числах Рейнольдса зависят от шероховатости поверхности в значительно большей степени, чем при низких. Например, при Ке = 10 потери в решетке, имеющей песочную шероховатость поверхности лопаток 0,01% длины хорды профиля, будут в 2,3 раза больше, чем в аналогичной решетке с лопатками, имеющими гидравлически гладкую поверхность. При Ке==10 не наблюдается ка-кой-либо разницы в характеристиках решеток с лопатками, имеющими шероховатую или гладкую поверхность. По этой причине характеристики ступеней высокого давления паровых турбин чрезвычайно чувствительны к качеству обработки поверхности лопаток, тогда как ступени низкого давления могут иметь лопатки с шероховатой поверхностью без заметного ущерба для их характеристик. [c.338]

Из рис. 2.16 следует, что у рабочих колес с радиальными и изогнутыми вперед лопатками канал между последними получается коротким и с большим углом расширения, вследствие чего гидравлические потери в них значительно больше, чем в колесах с лопатками, изогнутыми назад. [c.173]

Основными характеристиками центробежных компрессоров являются напорная (зависимость давления или напора ot расхода), мощностная (зависимость Мощности от расхода) и характеристика Экономичности (зависимость КПД от расхода). При помощи уравнения (8.23) можно показать, что теоретическая напорная характеристика (рис. 8.13) представляет собой линейную зависимость между давлением (напором) и расходом, причем наклон этой характеристики зависит от угла выхода лопатки Р2,. Действительная напорная характеристика (рис. 8.14) отличается от теоретической (рис. 8.13) на величину потерь 1, обусловленных конечным числом лопаток, гидравлических потерь 2, пропорциональных квадрату скорости и, следовательно, квадрату V, а также потерь 3 на удар при входе, которые тем существеннее, чем больше отклонение расхода от расчетного значения. [c.307]

Ступень работает с некоторой степенью реактивности р, сообразно с чем в соплах рабочее тело расширяется от давления р до давления рс, а в каналах между рабочими лопатками — от рс до р2- Давление рабочего тела после выхлопного патрубка Рв.п ниже давления рг после лопаток вследствие гидравлических потерь (процесс дросселирования ВС) в выхлопном патрубке, которые составляют /ta.n- [c.337]

Лопатки каждого из указанных типов выполняют прямолинейными или криволинейными, характеризуемыми меньшими гидравлическими потерями. [c.399]

Необходимый момент трения и момент инерции свободной массы должны быть обеспечены конструкцией. Для получения найденного расчетом необходим расчет гидравлических потерь в зазорах между стенками камеры и лопатками или опытный их подбор. [c.399]

На фиг. 328 показана характеристика вентилятора с регулированием поворотными лопатками. Опыт показывает, что правильно выполненный направляющий аппарат па входе не увеличивает гидравлических потерь в самом вентиляторе. В результате, снижение потребляемой мощности [c.504]

Из рассмотрения треугольников скоростей видно, что вектор скорости для лопаток, загнутых вперед, резко меняет свое направление, и если угол входа pi всегда меньше 90°, то угол значительно больше 90° и вектор скорости поворачивается на величину Лр = р2—Рь Поворот потока на коротком участке в пределах лопатки всегда связан со значительными гидравлическими потерями. [c.78]

Процесс преобразования гидравлической энергии в механическую на лопатках рабочих колес сопровождается потерями [c.50]

Как показывают исследования, гидравлический к. п. д. передачи является функцией от расхода (n насоса) и заданного передаточного отношения L Наличие максимума у этой функции можно объяснить тем, что по мере увеличения расхода и уменьшения напора лопатки турбины становятся все менее изогнутыми. При этом коэффициент потерь и напор насоса падают. [c.104]

Температура и давление заторможенного потока в рабочих лопатках из-за подвода внешней работы растут. В НА температура заторможенного потока сохраняется постоянной, а давление из-за гидравлических потерь несколько падает. [c.32]

Такой закон изменения осевых скоростей вызван тем, что плотность воздуха по ходу движения увеличивается, и поэтому потребное проходное сечение уменьшается. Если вдоль оси компрессора осевую скорость сохранить постоянной (или ее увеличивать), то в конце концов получаются очень короткие лопатки, в которых возникают повышенные гидравлические потери. Кроме того, условие устойчивой работы камеры сгорания (расположенной непосредственно за компрессором) тоже требует уменьшения скорости потока. Этими двумя причинами объясняется уменьшение осевой скорости в пределах ступени и, следовательно, от ступени к ступени. [c.33]

В вентиляторе лопатки направляюш,его аппарата располагают на значительном расстоянии от рабочего колеса, которое от втулки к периферии возрастает. Увеличение расстояния от рабочего колеса до направляющего аппарата, как показывает опыт, позволяет снизить уровень шума, создаваемого вентилятором, а наклон лопаток уменьшает загромождение проходного сечения канала и за счет этого снижает гидравлические потери. [c.82]

Профилирование ступеней вентилятора осуществляется, как правило, при переменной (по высоте лопатки) эффективной работе. При этом выбор схемы газодинамических и геометрических параметров вентилятора производится так, чтобы исключить появление больших гидравлических потерь, связанных с непостоянством работы по высоте лопатки основного рабочего колеса. [c.84]

Расчет и профилирование лопаток подпорной ступени на трех радиусах производится в основном также, как и в ступени осевого компрессора. Отличие состоит в том, что лопатки направляющего аппарата несколько наклоняются в направлении против потока, что производится с целью уменьшения гидравлических потерь, связанных с загромождением канала лопатками, а также с целью выравнивания параметров потока по высоте лопатки. [c.87]

На рис. 4,12 показано характерное распределение степени повышения давления по высоте лопатки. Большая неравномерность Яв означает наличие существенной неравномерности параметров потока за вентилятором, приводяш,ей к значительным гидравлическим потерям. [c.89]

Упомянутые факторы могут сильно влиять на характеристики компрессора и на запас его устойчивости и в том случае, когда двигатель совершенно новый. Однако при длительной эксплуатации, особенно на пыльных аэродромах, происходит абразивный износ уплотнений и профилей лопаток, прежде всего на периферийных участках. Увеличение радиального зазора вследствие абразивного износа уплотнений приводит к усилению перетекания воздуха через зазор с вогнутой стороны лопатки на выпуклую. Вследствие этого увеличиваются гидравлические потери и снижаются т]к и Як. Кроме того, граница неустойчивости в области высоких частот вращения смещается в сторону увеличения приведенного расхода воздуха. Это объясняется тем, что перетекание воздуха через радиальный зазор уменьшает эффективную проходную площадь в данной ступени, так как общий расход воздуха снижается. Вследствие этого в последующих ступенях с нормальным радиальным зазором осевые скорости уменьшаются, что вызывает отрыв со спинки лопаток, в результате чего и происходит сдвиг границы неустойчивости в сторону увеличения G p и уменьшения А/Су. [c.129]

В гл. 7 было показано, что при изменении режима работы многоступенчатого осевого компрессора в условиях эксплуатации происходит рассогласование работы его ступеней. Образующийся при этом срыв потока со спинок лопаток первых или последних ступеней в определенных условиях может привести к неустойчивой работе компрессора, что недопустимо. Кроме того, отмеченное рассогласование приводит к увеличению гидравлических потерь, в результате чего ухудшаются основные показатели компрессора т]к и Як. Исследования показали, что образование срыва на лопатках приводит к появлению переменной составляющей аэродинамической силы, воздействующей на лопатки. При определенных условиях это может привести к разрушению лопаток. [c.135]

Следует заметить, что поворот направляющего аппарата первой ступени на угол 9, обеспечивающий расчетное обтекание воздуха, может оказаться неоптимальным для рабочего колеса второй ступени. Тогда необходимо выбирать такую величину 9, чтобы общие гидравлические потери были минимальными. Это замечание справедливо для всех ступеней. Необходимо также учитывать, что расчетное обтекание лопаток при таком регулировании можно обеспечить только на одном, близком к среднему, радиусе. На других радиусах обтекание несколько отличается от расчетного. Несмотря на это, такое регулирование обеспечивает существенное уменьшение гидравлических потерь и возрастание Т1к и Як. Характеристики компрессора с поворотными лопатками в нескольких первых и последних ступенях показаны на рис. 8.6. Обращает на себя внимание то, что КПД компрессора практически во всем диапазоне эксплуатационных режимов остается почти неизменным и высоким, а коэффициент запаса устойчивости по рабочей линии изменяется очень слабо (рис. 8.7). [c.139]

Расход воздуха через ступени, установленные за окнами перепуска, уменьшается, так как значительная часть его вытекает через окна перепуска с меньшими гидравлическими потерями. Это приводит к тому, что в последних ступенях уменьшаются осевые скорости протекания воздуха, углы атаки возрастают, и лопатки выходят из турбинного режима. [c.162]

Передняя и задняя пары поворотных сопел механически связаны и поворачиваются с помощью пневматических силовых цилиндров, работающих на воздухе, отбираемом от компрессора. В систему поворота сопел входят один дифференциальный и два карданных вала, редуктор и цепная передача. Для организации поворота потока с малыми гидравлическими потерями в горловине каждого патрубка установлены профилированные направляющие лопатки. Управление положением сопел, а следовательно, и направлением вектора тяги производится летчиком. [c.194]

В вентиляторах перспективных двигателей с относительно длинными лопатками можно уменьшить гидравлические потери усовершенствованием или ликвидацией антивибрационных полок, предназначенных для предотвращения флаттера лопаток. [c.216]

В охлаждаемых ГТ по сравнению с неохлаждаемыми возникают дополнительные потери, которые можно классифицировать следующим образом потери на прокачку охлаждающего воздуха, обусловленные затратой энергии на повышение скорости охлаждающего воздуха до значения окружной, соответствующей месту его выхода из рабочей лопатки. Эти потери прямо пропорциональны квадрату этой скорости и расходу воздуха. К этим потерям относят гидравлические потери по тракту подвода охлаждающего воздуха, а также потери от так называемых безвозвратных утечек [c.111]

С целью повышения вибрационной прочности и уменьшения гидравлических потерь лопатки газовых турбин делают иногда с бандажными полками (рис. 29). Полка создает дополнительную центробежную нагрузку [c.300]

Когда речь идет о влиянии кавитации на характеристики гидравлического оборудования, то наиболее важно рассмотреть кавитацию, влияющую на основной поток. Однако с точки зрения кавитационного разрушения местная кавитация может оказаться более важной, чем кавитация в основном потоке, поскольку она вызывает разрушение наиболее напряженных участков. Например, местная кавитация может вызвать разрушения в местах пересечения входных кромок лопаток и бандажа рабочего колеса турбины. Эти участки являются концентраторами высоких напряжений, и потеря даже небольшого количества материала на этих участках может привести к серьезным последствиям. С другой стороны, если первичная кавитация происходит в основном потоке рабочего колеса турбины, то она, вероятно, охватывает относительно широкую площадь на всасывающей стороне лопатки вблизи выхода. Из этой области могут быть удалены без опасных последствий для конструкции гораздо большие количества металла. [c.629]

Рабочие процессы в проточной части действительного компрессора протекают с потерями. Гидравлические потери в камере всасывания связаны с несовершенством организации подвода газа к колесу. Гидравлические потери в рабочем колесе обусловлены поворотами потока газа, трением при течении газа в межлопаточном пространстве, а также ударом на входе потока в колесо. При изменении количества протекающего воздуха изменяется относительная скорость IV1, и треугольник скоростей деформируется (рис. 8.8,6). При подводе потока также возможны некоторые отклонения направления относительной скорости w от направления кромки лопатки, в результате чего появляется окружная составляющая скорости фис. 8.8,6). Отнощение ср = lJu - коэффициент закрутки на входе, в среднем для вентиляторов ф = 0,3, для компрессоров ф=0,15. Потери в диффузоре состоят из потерь на трение и вихреоб-разование. [c.305]

Полуосевые п. = 250 -ь 500 = 1,4 0,9). Уменьшить отношение D D до значения, близкого или меньшего едппицы, можно только в том случае, еслн выходную к])ои ку лопаток наклонить к осп. Кроме того, наклон выходио) кромки обеспечивает более плавную форму лопатки, что уменынает гидравлические потери в рабочем колесе. Чтобы получить на разных струйках, имеющих разный диаметр выхода, одинаковый напор, приходится лопатку выполнять двойной кривизны не только на входе, но и на выходе. [c.183]

Основным элементом ступени является рабочее колесо. Аэродинамическую силу взаимодействия лопаток рабочего колеса с потоком определяют на основе упрощенной модели течения потока в мелклопаточных каналах. Обычно принимают, что работа соверщается колесом без гидравлических потерь, а само рабочее колесо имеет очень большое (условно — бесконечное) число лопаток. Тогда молено считать ноток состоящим из элементарных струек тока, форма которых соответствует форме межлопаточного канала, а скорости во всех точках поперечного сечения канала одинаковы. Рассмотрим в цилиндрической теме координат установившееся жение элементарной струйки то-под действием внешних сил. 24.8). Сила, с которой лопатка действует на поток, создает мо-т Мг относительно оси враще-2. Если окружную, радиальную Ьсевую составляющие абсолютной рростн потока с обозначить соот-ственно Си, Сг и Сг, то момент ко- [c.230]

Характер кривой М пр в основном зависит от расположения и изменения кривой гидравлических моментов УИгид. а положение точки qo полностью зависит от значения и знака эксцентриситета, который в большинстве направляющих аппаратов принимают отрицательным. Б этом случае, как это видно из рис. IV. 15, при малых т]о (между точками Со и с ) поток стремится открыть лопатки, что при потере давления в сервомоторах предохраняет их от самозакрытия и, как следствие, возникновения прямого гидравлического удара. [c.110]

Сжимаемый газ с начальной скоростью Со входит в межлопаточный канал а. При передвижении в колесе между сечениями и / по каналу между лопатками б рабочее тело вследствие гидравлических потерь расширяется до давления р. При этом изоэнтропное (se= onst) теплопа-дение будет равно Ut—io кдж/кг. Если задаться относительным адиабатным внутренним к. п. д. ЛаГв можно получить действительную энтальпию в сечении 1, равную tj (точка /). Далее рабочее тело сжимается под действием центробежных сил и приобретает большую скорость в каналах между лопатками рабочего колеса, являющегося для данной ступени единственным аппаратом, в котором сжимаемому телу сообщается энергия от постороннего источника. Во всех остальных частях ступени, через которые проходит далее рабочее тело, происходит только превращение кинетической энергии в потенциальную, [c.401]

По условиям жаропрочности материалов в настоящее время в судовых ГТД с неохлаждаемьши лопатками начальную температуру газа применяют — 800 °С. Экономичность ГТД простого цикла при этом с учетом гидравлических и механических потерь, а также отбора воздуха на охлаждение элементов двигателя составляет 24—25 %. Одним из способов повышения КПД ГТД наряду с повышением начальной температуры газа является усложнение цикла. [c.187]

Профилирование лопасти должно осуществляться так, чтобы обеспечить безотрывное течение потока в канале колеса, что соогает-ствует минимуму гидравлических потерь. С этой целью принимают плавный, без минимумов и максимумов закон изменения относительной скорости от начального значения Wi до конечного W2 в функции длины средней линии канала I. Имея функциональную зависимость да и от I, можно, задавшись значениями толщины лопатки от I, определить угол наклона лопасти р [c.352]

В тихоходных турбинах потери выходной кинетической энергии за последней ступенью могут быть меньше, а ее к. п. д. выше, чем в быстроходных турбинах. Но снижение длины лопаток последнего РК мощной турбины из соображений надежности приводит к увеличению числа параллельных потоков в ЧНД и, следовательно, к уменьшению длин лопаток первых ступеней ЧНД. Увеличение числа параллельных потоков в ЧНД также повышает длину перепускных труб и их гидравлическое сопротивление. Поэтому, сравнивая экономичность турбин с неодинаковыми относительными размерами последних ступеней, необходимо учитывать также различие потерь энергии в паропроводах и во всем ЦНД, в том числе — концевых и от утечек в уплотнениях в первых ступенях ЦНД. Это различие потерь сказывается тем сильнее, чем выше разделительное давление и чем больше отстоит проектируемый ЦНД от предельно допустимого по размерам последней ступени. Это важное обстоятельство побуждает конструктора применять последнее РК с максимально возможной ометаемой лопатками площадью. [c.114]

Характерная картина изменения параметров воздуха по высоте лопатки вентилятора с подпорной ступенью показана на рис. 4.10. Из этого рисунка следует, что за вентилятором наблюдается довольно существенная радиальная неравномерность потока. По мере движения воздуха за втнтилятором его параметры постепенно выравниваются, при этом возникают дополнительные гидравлические потери. [c.88]

Рассмотрим теперь характер изменения КПД. Пусть при некотором положении заслонки треугольник скоростей воздуха на входе в колесо какой-либо ступени (в частности, первой ступени) соответствует бессрывному обтеканию и определяется сторонами и, Wi, ia (рис. 7.6). Очевидно, что при уменьшении расхода воздуха при постоянном п (при постоянном и) скорость станет равной la и произойдет срыв потока со спинки лопаток (треугольник скоростей и, w u la). А если расход воздуха увеличить, срыв потока образуется со стороны корытца лопаток (треугольник скоростей и, w l, la). Очевидно, что минимальные гидравлические потери и максимальный КПД (точка 0) соответствуют бессрыв ному обтеканию. Этим можно объяснить характер протекания т к Конечно, все ступени на нерасчетном режиме не могут одновре менно работать бессрывно. Более того, как было показано выше разные ступени работают по-разному, но интегрально максималь ный КПД, при прочих равных условиях, будет соответствовать среднему минимальному срыву по всем лопаткам. [c.110]

Рассмотрим задачу определения степени и характера изменения скорости газа по радиусу в ступени турбины в такой же постановке и при тех же допущениях, которые были изложены применительно к ступени осевого компрессора, т. е. будем рассматривать течение газа в межвенцовых зазорах, полагая его установившимся и осесимметричным, пренебрегая наличием радиальных составляющих скорости газа и считая гидравлические потери равномерно распределенными по высоте лопатки. Тогда связь параметров газового потока на различных радиусах в ступени турбины будет определяться уравнениями (2.34) и (2.36), которые при указанных условиях одинаково справедливы и для компрессора и для турбины. [c.192]

Потер я в ступени газовой турбины ГТД складываются главным образом из потерь в лопаточных венцах соплового аппарата и рэбогего колеса и потерь с выходной скоростью. Потери в оешетках л паточных венцов при равномерном потоке газа на входе были подробно рассмотрены в подразд. 5.5 и 5.6. В действительности noTOh Hi входе в венец может быть неравномерным (например, при наличии перед турбиной трубчато-кольцевой камеры сгорания), но влияние этой неравномерности на КПД ступени невелико. Дополнительные потери, связанные с наличием вязкостного трения диска и верхнего бандажа (если он установлен), с утечками (перетеканиями) в лабиринтах и т. д., в авиационных турбинах обычно также невелики. Если пренебречь этими дополнительными потерями, то гидравлические и волновые потери в ступени можно принять равными сумме потерь в сопловом аппарате AL и потерь в лопатках рабочего колеса (с учетом влияния радиального зазора) А1л- При этом условии, пренебрегая также влиянием теплообмена и возвратом тепла в ступени, уравнение Бернулли для ступени (5.11) можно записать в виде [c.209]

Применение турбинных ступеней с увеличенными газодинамическими нагрузками при более высоких, чем применяемые в настоящее время, окружных скоростях позволит уменьшить число ступеней турбины и несколько облегчить обеспечение работоспособности ло11аток и дисков из-за большого теплоперепада, срабатываемого в ступени. Для снижения гидравлических потерь предполагается применение оптимизированных транс- или сверхзвуковых охлаждаемых профилей, а также совершенных уплотнений в системе воздухоподвода к охлаждаемым элементам турбины. В турбине особенно необходимо активное регулирование радиальных зазоров между лопатками и корпусом для минимизации зазоров, а следовательно, потерь на определяющих режимах работы двигателя. [c.218]

Б направляющих лопатках теоретически скорость остается неизменной, а практически несколько падает из-за гидравлических потерь, учитываемрлх скоростным коэффициентом ф [c.365]

Рис. 8.18. Направляющие лопатки 2 входного устройства, изготовленные штамповкой из дуралюминиевых листов, имеют по три выступа (шипа) 3, которые входят в отверстия стенок 1 ж 4 и расчеканиваются. В соединении с направляющими конусами 3 лопатки для упрочнения имеют выступы 6 с прорезями, у которых в местах 7 так же, как и на конусах 3 в местах 9, материал обжимается для обеспечения плотности прилегания в пазах. Прорези в конусах оканчиваются отверстиями для уменьшения коэффициента концентрации напряжений, а на прилегающих к прорезям участках делаются гофры 5 для повышения местной жесткости. Полирование и анодирование поверхностей всех деталей, введенное для уменьшения гидравлических потерь, также способствует повышению вибропрочности.

В целях предотвращения гидравлического удара при поступлении жидкости на рабочее колесо необходимо, чтобы скорость ее не изменялась ни по величине, ни по направлению, т. е. направление относительной скорости при входе должно совпадать с направлением изгиба тела лопатки. Практика и опыт показывают, что при небольшом отклонении угла до 7—8° поток от лопаток не отрывается и поэтому гидравлические потери на удар можно принимать равными нулю. А это позволяет лопатки рабочего колеса у входа вьиюлнять несколько круче, чем из условия безударного входа. Кроме того, входную кромку лопаток округляют. [c.192]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...