Расчет рабочего колеса

VI.4. Расчет рабочего колеса на прочность [c.190]

Расчет рабочего колеса [c.96]

Силы Л г и N зависят только от радиуса. Предполагаем их известными из расчета рабочего колеса на статическую прочность при нагружении его центробежными силами и неравномерным нагревом по радиусу. Предположим также, что они лежат в плоскостях, нормальных к оси диска (см. гл. 6, п. 8). [c.57]

Усилия Л ь Мг2 и предполагаем известными из расчета рабочего колеса на статическую прочность при нагружении его центробежными силами и неравномерным нагревом по радиусу. Они предполагаются постоянными по величине и направлению, т. е. при колебаниях всегда лежащими в плоскостях, нормальных к центральной оси кольца. [c.62]

Однако до сих пор еще нет точного метода расчета рабочих колес высоконапорных турбин, что в значительной мере сдерживает гидравлические исследования по отработке и совершенствованию таких колес. В последнее время на ЛМЗ и в ЦКТИ проводились исследования по разработке более надежных методов расчета сребренных конических оболочек применительно к расчету крышек мощных гидротурбин. В результате на ЛМЗ создана методика расчета различных вариантов конструкций крышек поворотнолопастных и радиально-осевых колес. [c.164]

Развитие в конце XIX и начале XX вв. гидродинамики явилось толчком к появлению теоретически более обоснованных работ по расчету рабочих колес радиально-осевых турбин, в которых рассматривалась двухмерная осесимметричная задача течения жидкости в гидротурбине. [c.166]

Методы расчета рабочих колес поворотнолопастных турбин стали развиваться во втором десятилетии XX в. одновременно с появлением первых конструкций этого типа турбин, однако исходные данные для создания этих методов еще в конце XIX и в начале XX вв. были в работах Н. Е. Жуковского и С. А. Чаплыгина. [c.166]

Рассмотрим стержневую систему, положенную в основу расчета рабочего колеса. [c.90]

Расчеты рабочих колес позволяют сделать следующие выводы об их напряженном состоянии. [c.106]

Для расчета рабочего колеса центробежного [c.423]

Расчет рабочего колеса. Температура воздуха, К, на входе в первую ступень [c.458]

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.293]

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА [c.311]

Особо сложные, требующие сложных расчетов (рабочие колеса насосов, лопасти турбин, спиральные камеры и т. п.). .... [c.580]

Расчет рабочего колеса- Адиабатическая работа расширения газа в колесе турбины [c.341]

Расчет рабочих колес на прочность представляет определенные трудности. В общем достаточно вести расчет упрощенным методом с дополнительным запасом прочности. Диски колес могут быть рассчитаны как диски равней прочности, а ступица — как диск постоянной толщины, нагруженные суммарной радиальной нагрузкой от центробежных сил лопаток. При окончательном выборе формы колеса необходимо учесть различное удлинение лопаток и дисков, т. е. так называемое условие совместимости. [c.635]

Целью работы является сопоставление с экспериментом результатов расчета рабочего колеса, причем при расчете в одном случае колесо считалось конструктивно ортотропным диском, в другом — не учитывалась жесткость лопаток, которые рассматривались как присоединенные массы. [c.7]

Расчет рабочего колеса как конструктивно ортотропного диска рассмотрен в работах [1 и 2]. В этих работах задача сведена к решению краевого интегрального уравнения относительно интенсивности радиальных усилий. [c.7]

Расчет рабочего колеса можно свести к решению дифференциального уравнения, которое выражает условия равновесия элемента рабочего колеса [c.7]

Более простым является расчет рабочего колеса без учета жесткости лопаток, когда последние рассматриваются как присоединенные массы. В этом случае дифференциальное уравнение (7) принимает вид [c.12]

Расчет рабочего колеса как конструктивно ортотропного хорошо согласуется с экспериментом для радиальных и окружных напряжений в диске. [c.15]

Расчет рабочего колеса, когда лопатки рассматриваются как присоединенные массы, дает несколько завышенные значения напряжений в диске (особенно для окружного напряжения). Однако, чем меньше высота лопаток, тем расчетные значения ближе к экспериментальным. [c.15]

В работе содержится сравнение расчета рабочего колеса двумя методами с экспериментом. [c.403]

А р о н с о н А. Я-, Применение теории тонких стержней к расчету рабочего колеса радиально-осевой турбины, сборник Гидротурбостроение , вып. 4, Машгиз, 1957. [c.935]

Расчет рабочего колеса центробежного насоса [c.383]

Расчет рабочего колеса центробежного вентилятора [c.399]

Расчет насосного колеса (рис. 72, а—в). Расчет рабочих колес гидротрансформатора начинают с расчета насосного колеса, которое должно воспринимать всю мощность Двигателя и обеспечивать независимость режима работы двигателя от режима работы турбинного колеса. [c.127]

Определить (в расчете на один канал рабочего колеса) окружное усилие и перпендикулярное ему осевое усилие развиваемые потоком на рабочем колесе, если последнее движется со средней по ширине канала окружной скоростью и = 25 м/с. Шаг лопастей рабочего колеса t = 60 мм, ширина канала (в направлении, перпендикулярном шагу) постоянна по высоте колеса и равна Ь = = 40 мм. Угол лопастей на выходе 2 = 25°, коэффициент [c.400]

Расчет на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев конической передачи выполняют по аналогии с прямозубой цилиндрической передачей [см. формулу (3.118)], но для расчетов конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими [c.363]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

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]

В 1906 г. Н. Е. Жуковский совместно с С. А. Чаплыгиным опубликовал работу О трении смазочного слоя между шипом и подшипником . В ней было дано точное математическое решение задачи Петрова. В этом же году Н. Е. Жуковский разработал теорию подъемной силы крыла. На основании этой теории стало возможно производить расчеты крыльев самолетов, а также лопастей рабочих колес гидравлических турбин, центробежных и пропеллерных насосов. Таким образом была решена важнейшая проблема аэродинамики и гидродинамики. [c.8]

Идеи, -заложенные в указанном выше классическом сочинении профессора Н. П. Петрова, нашли свое дальнейшее отражение и в трудах Н. Е. Жуковского. В 1906 г. Н. Е. Жуковский совместно с С. А. Чаплыгиным опубликовал работу СЗ трении смазочного слоя между шипом и подшипником . В ней было дано точное математическое решение задачи Петрова. В том же году Н. Е. Жуковский разработал теорию подъемной силы крыла. На основании этой теории стало возможным производить расчеты крыльев самолетов, а также лопастей рабочих колес гидравлических турбин, центробежных и пропеллерных насосов. Таким образом, была решена важнейшая проблема аэродинамики и гидродинамики. [c.9]

Важную роль лабораторные гидравлические исследования приобрели за последние 25 лет, когда в СССР стало развиваться крупное гидроэнергетическое и водохозяйственное строительство. В результате лабораторных исследований моделей отдельных элементов гидроэлектростанций (отсасывающих труб, входных защитных решеток, затворов, блоков турбин и т. д.), моделей новых типов рабочих колес гидравлических турбин и насосов, а также целых гидроузлов представляется возможным решать многие задачи гидравлики, не поддающиеся в настоящее время точному теоретическому расчету. [c.21]

Второе допущение, которое было принято при выводе основного уравнения центробежного насоса, состояло в исключении из расчета гидравлических потерь энергии, которые имеют место при движении потока через насос. Эти гидравлические потери обусловлены вихреобразованием при движении жидкости в рабочем колесе, недостаточно плавным входом потока на рабочее колесо (потери на удар при входе) и, наконец, трением жидкости о лопасти. [c.241]

Для расчета характеристики центробежного насоса, получающейся после обрезки его рабочего колеса, можно приближенно принять, что подача изменяется пропорционально первой степени, а напор — пропорционально второй степени наружного диаметра рабочего колеса [c.193]

Общие зависимости для расчета осевых сил, полученные для насосов [41, 58], справедливы и для гидродинамических передач. В отличие от насосов в гидродинамических передачах конфигурация проточной части и поверхностей рабочих колес сложнее и эпюры давления для левой и правой сторон не симметричны. [c.42]

Как уже отмечалось, схема бесконечного числа лопастей, принятая для расчета гидродинамических передач, не отражает действительного распределения скоростей и давлений в межлопастных каналах. В реальных колесах направление потока, покидающего лопастную систему, отличается от направления лопасти, т. е. поток отклоняется от. направления, касательного к лопасти. В результате этого напор и момент рабочих колес, рассчитанные по схеме бесконечного числа лопастей, не совпадают с опытными значениями и М.1. На рис. 32 представлены треугольники скорости без учета и [c.75]

В практике насосостроения широкое распространение получили методы расчета рабочих колес на основе струйной теории и с использованием элементов теории подобия. В обоих методах широко используются характерные параметры и коэффициенты. Для определения типа подобных насосов применяют несколько критериев. Основные из них [c.423]

Формула (11.21) пригодна для расчета рабочего колеса турбины, расположенного консольно. В случае его неконсольного расположения составляющая Л2 3 определяется следующим образом [c.272]

Вычислив по уравнению (2.26) окруяпгую составляющую абсолютной скорости можно построить треугольник скоростей AB , соответствующий схеме бесконечного числа лопаток. В этом треугольнике скоростей относительная скорость w. r направлена по касательной к выходному элементу лоиатки. Из треугольника скоростей определяем угол р,л установки выходного элемента лопатки. Зная углы Pin и р.,л, получаем очертание лопатки в плане колеса. Следует отметить, что чаще при расчете рабочего колоса центробежного насоса значь нием угла задаются на основании соображений, изложенных в п. 2.7, и определяют такой диаметр колеса D , нри котором обеспечивается заданный иапор. Более подробно расчет проточной полости центробежного насоса будет изложен в п. 2.23. [c.167]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...