Рабочее колесо с консольными лопатками

РАБОЧЕЕ КОЛЕСО С КОНСОЛЬНЫМИ ЛОПАТКАМИ [c.92]

Рис. 6.12. Спектр колебаний реального рабочего колеса с консольными лопатками

Можно видеть, что характерной особенностью спектров рабочих колес с консольными лопатками являются сгущения собственных частот таких систем вблизи собственных частот изолированной защемленной лопатки. При относительном снижении жесткости дисковой части зоны сгущений расширяются и, соответственно, плотность частот в них понижается. [c.98]

На рис. 6.18 приведены три формы колебаний рабочего колеса с консольными лопатками. Они представлены относительными амплитудами волн различных компонентов перемещений в различных сечениях по радиусу системы. За единицу принята амплитуда волны линейных переме- [c.100]

Рис. 6.18. Форма колебаний рабочего колеса с консольными лопатками

Деформация спектра рабочего колеса под воздействием центробежных сил. На рис. 6.29 приведен спектр рабочего колеса с консольными лопатками в условиях вращения (сплошные линги и при отсутствии его (штриховые линии). Влияние вращения при различных числах т, а также частотных функциях весьма раз.лпч-но. Это определяется конкретными формами колебаний системы. Например частоты, принадлежащие правой ветви частотной функции п=2, практически не изменяются с увеличением частоты вращения. Это понятно, поскольку им соответствуют формы колебаний, связанные в основном с крутильными деформациями лопаток при практически спокойном диске. Это вполне согласуется с хорошо известным фактом слабого влияния вращения на частоты крутильных колебаний изолированных лопаток. Напротив, частоты правых ветвей частотных функций п=0 и п— (см. рис. 6 12) сильно изменяются с возрастанием частоты вращения. Им соответствуют формы колебаний с преобладанием изгибных деформаций лопаток, на которые вращение сказывается больше. Для других фрагментов спектра степень влияния вращения определяется совместными колебаниями диска и лопаток. [c.112]

Рис. 6.29. Влияние вращения на собственные частоты рабочего колеса с консольными лопатками

Рис. 8.3. Частотная диаграмма рабочего колеса с консольными лопатками и абсо-лютно жестким диском

Влияние изменения геометрической конфигурации системы на спектр рассмотрим на примере колебаний рабочего колеса, несущего консольные лопатки с сильной естественной закруткой. Под действием центробежных сил лопатки раскручиваются, и некоторые из их собственных частот. могут достаточно сильно измениться даже при снятии иоля центробежных сил, но сохранении новой геометрической конфигурации, возникавшей иод его воздействием. Расчет колебаний рабочих колес с такими лопатками желательно вести, вводя в него те геометрические характеристики, которые лопатки приобретают в результате статического действия центробежных сил при заданной частоте враще шя. Другой пример — рабочее колесо со свободной кольцевой проволочной связью,, пронизывающей лопатки. Действие центробежных сил искривляет участки связи, расположенные между лопатками, вызывая заметное снижение их продольной жесткости, что, естественно, ощутимо сказывается на изменении определенных собственных частот систе.мы. [c.112]

Рис. 6.11. Спектр колебаний рабочего колеса с упругим диском и абсолютно жесткими консольными лопатками

Рабочее колесо 2 с лопатками 6 служит для сообщения частицам рабочего тела кинетической энергии. Это колесо часто насаживают консольно на ось являющуюся продолжением вала электродвигателя 7. У вентиляторов большой производительности консольную установку ротора не применяют, а устанавливают второй опорный подшипник. [c.396]

На котле энергопоезда произошла авария дымососа. Осмотр его показал полное разрушение рабочего колеса, лопат ки которого оторвались от диска часть их вылетела в дымовую трубу, остальные, вместе с кольцом ротора застряли в газовых заслонках на выходе из дымососа. Дымосос — одностороннего всасывания, консольного типа. Ступица с диском не была деформирована, но все лопатки изогнулись на 180° и были оборваны около заклепок по месту изгиба. Ближайший к дымососу подшипник был сорван со стула. Вал ротора не был погнут. Ротор дымососа был новый и установлен незадолго до аварии. [c.187]

Вентилятор двигателя — без ВНА, с консольно расположенным рабочим колесом. Рабочие лопатки закреплены на колесе шарнирно и так же, как лопатки направляющего аппарата, могут заменяться в полевых условиях без снятия двигателя с самолета. Входной направляющий аппарат и направляющие аппараты первых пяти ступеней компрессора имеют поворотные лопатки. Корпус компрессора разъемный, что позволяет заменять все рабочие и направляющие лопатки при снятом с самолета двигателе, не снимая ротора. Кольцевая камера сгорания является одним из наиболее оригинальных узлов двигателя. Она имеет восемнадцать смесительно-вихревых предкамер с двумя последовательно расположенными лопастными завихрителями. Топливо проходит через спиралевидные форсунки с отверстиями не менее 0,15 мм, пропускающими любую загрязняющую топливо частицу, и попадает в предкамеры. Пройдя через первый завихритель, топливовоздушная смесь поступает во второй лопаточный венец, где встречается с воздухом, закрученным в противоположном направлении. Две противоположно вращающиеся струи сталкиваются и распыли-ваются достаточно тонко. Такая организация рабочего процесса обеспечивает эффективное горение и равномерное поле температур на входе в турбину, а также позволяет двигателю работать на загрязненном топливе. [c.127]

На фиг. 217 представлен центробежный вентилятор ВД-20 одностороннего всасывания консольного типа изготовления Барнаульского котельного завода. Основными элементами вентилятора являются всасывающий патрубок, снабженное лопатками рабочее колесо, вращающееся вместе с валом вентилятора, и спиральный кожух, оканчивающийся диффузором. Вал вентилятора при помощи муфты соединяется с валом электродвигателя. [c.347]

Мультирезонанс — особый случай резонанса, для появлеигш его нужны специфические условия. Однако такие условия, как подмазывает приведенный пример, возможны, особенно для систем, четко проявляющих себя как единые упругие поворотно-симметричные. На рис, 8.8 и 8.9 приведены резонансные диаграммы соответственно рабочего колеса с консольными лопатками (сиектр показан на рис. 6.12) и того же рабочего колеса после оснащения его упругим кольцевым поясом связей, расположенным на периферии лопаток (спектр на рис. 6.24). Введение дополнительной упругой связи увеличивает тенденцию к расположению резонансных частот на одной вертикали, соответствующей некоторой определенной частоте вращения рабочего колеса. [c.150]

Третий канал может сильно проявляться, если собственные частоты порождающей системы, Принадлежащие данному семейству, располагаются близко (см. спектр рабочего колеса с консольными лопатками на рис. 6.12). В этих условиях при наличии искажения собственных форм гармоника воз буждения т может поддерживать вынужденные колебания системы по формам колебаний, которые при строгой симметрии, в силу овоей ортогональности 1к возбуждению гармоникой т, возбуждены быть не могли. Это следствие того, что в искаженных собственных формах присутствуют искажающие гармоники с теми же номерами, что и гармоника возбуждения. Поэтому при близости порождающих собственных частот в окрестности основного резонанса вынужденные колебания по таким собственным формам могут быть относительно сильными и вызывать дополнительный рост окружного разброса амплитуд. Это разброс третьего рода. [c.174]

Вместе с тем наиболее типичным и у рабочих колес с консольными лопатками остается формирование канала обратной связи через неконсерватив-пое силовое взаимодействие различных лопаток, колеблящихся в движущемся потоке газа. При увеличении жесткости диска упругое взаимодействие консольных лопаток через него ослабевает, что отражается в сближении собственных частот единой упругой системы, соответствующих формам колебаний ее с различным числом волн. В предельном случае (абсолютно жесткий диск) эти собственные частоты совпадают, и каждая из одинаковых лопаток при отсутствии газодинамического взаимодействия между ними получает возможность колебаться независимо от других. Это способно влиять на возникновение и развитие автоколебаний. Каждая лопатка, совершая, например, колебания по первой изгибной форме и будучи независимой в упругом отношении от других, но взаимодействуя с ними через поток, способна находить такую свою относительную фазу колебаний, при которой энергия, поступающая из потока на развитие автоколебаний всей совокупности лопаток, становится максимальной. Можно ожидать, что уменьшение эффекта упругой связанности в колебаниях лопаток, при прочих равных условиях, будет способствовать дестабилизации рабочего колеса в потоке газа (по крайней мере в рамках концепции строгой поворотной симметрии), приводя одновременно к возможности более энергичного развития автоколебаний во времени, если сложились условия для их возникновения. [c.201]

Распределение напряжений. Консольные лопатки. В гл. 6 отмечалось, что в спектре собственных движений рабочего колеса с консольными лопатками можно выделить участки, где колебания лопаток допустимо рассматривать изолированно, предполагая их консолино закрепленными в жестком массивном основании. Это упрощает экспериментальное определение соответствующих собственных частот и форм колебаний рабочего колеса, что практически всегда допустимо для сложных, высокочастотных форм колебаний лопаток. [c.205]

Некоторое распространение в насосах закрытого тина получили рабочие колеса с консольными лопатками (см. рис. 48, ж). ГПрепмущество таких колес — значительно меньшее радиальное [c.89]

Во всех экспериментах [55] по определению сдвигов фаз при резонансных колебаниях они всегда были положительными, т. е. проявлялась назад бегущая волна. Если у рабочих колес с полочным баидажировапием сдвиги фаз в довольно широком диапазоне частот возбуждения (вращения) довольно хорошо группируются у теоретических значений, определяемых номером соответствующей гармоники возбуждения, то у колес с консольными лопатками бегущая волна [c.203]

Кавитационные качества насоса, имеющего колесо с консольными лопатками, хуже, чем у насоса с закрытым рабочим колесом (см. рис. 48, е). Так, для насоса с консольными лопатками и нескругленными углами прямоугольного меридионального сечения при Ло.в/ ц.т=0,200 и Q Fu = 0,5 а, п=3,1 для насоса с закрытым колесом и нескругленными углами прямоугольного меридионального сечения канала в том же режиме а п = 2,4. [c.114]

Рис. 6-10. Спектр колебаний рабочих колес с абсолютно жестким диском и консольными > пругими лопатками

На рис. 6.26 приведен спектр рабочего колеса с упругим д лс-ком (см. выще) после оснащения его полочным бандажироваиием, размещенным на периферии упругих лопаток. Предполагалось, что полки абсолютно жесткие и их относительные смещения ограничены направлением, определяемым углом 7п- Введение такого банда-жирования, с одной стороны, способно понизить собственные частоты за счет участия в колебаниях масс полок и, с другой стороны, что более существенно, повысить их в результате наложения жестких кинематических ограничений. Влияние на спектр кинематических ограничений,- накладываемых на перемещения периферийных сечений лопаток, для принятой модели определяется лишь изменением угла 7п (см. рис. 6.31). Правые ветви частотных функций при настройке системы изменением угла уп на максимум частот при больших значениях чисел т приближаются к горизонтальной асимптоте, соответствующей частоте лопатки, жестко защемленной как в корневой части, так и на периферии. Понятно также, что в общем случае для различных частотных функций эта настройка может быть различной. На рис. 6.27 соиоставлены спектры рабочего колеса для случая консольных лопаток после размещения на периферии их сплошного кольцевого пояса упругих связей, а также при введении на концах лопаток кольцевого полочного бандажиро-вания (полки приняты абсолютно жесткими, уд=20°). [c.108]

На рис. 10.8 приведены результаты экспериментального определения сдвигов фаз колебаний соседних лолаток при автоколебаниях и вынужденных (резонансных) колебаниях рабочих колес как с консольными лопатками, так и с полочным бандажирова-нием [55]. Штриховыми линиями показаны сдвиги фаз для рабочих колес со строгой симметрией. Автоколебания устойчиво проявляются в виде вперед бегущих волн. Результаты экспериментальных измерений сдвигов фаз тесно группируются возле их теоретических величин, свойственных строго симметричным сис-темаим. [c.203]

Лопатки направляющего аппарата отлиты из стали 0Х12НДЛ, а омываемые поверхности крышки и нижнего кольца облицованы листами из стали 0X13. Рабочее колесо 6 (см. рис. П.7, в) выполнено сварно-штампованным из стали 0Х12НД. При неспокойных режимах в область рабочего колеса через отверстие вала подводят воздух под атмосферным давлением. При работе агрегата в компенсаторном режиме из ресивера по трубе J9 воздух подается под давлением, необходимым для отжатия воды из камеры рабочего колеса. Рабочее колесо, имеющее негабаритные размеры, доставлялось на ГЭС сначала по воде, а затем тягачами на специальных транспортерах. Применены щелевые с канавками уплотнения рабочего колеса (нижнее 22 и верхнее 23). Наружное кольцо нижнего уплотнения консольно установлено на фундаментном кольце, что позволяет центрировать его по ободу независимо от других деталей. Наружное кольцо верхнего уплотнения также укреплено свободно и центрируется по ступице. [c.37]

Из сопоставления спектров рабочих колес, имеющих упругий пояс связей и несущих консольные лопаткн (см. рис. 6.12), следует, что если при консольных лопатках в диапазоне частот О...1200 Гц размещается 115 собственных частот (с учетом двукратности), то после постановки упругого пояса связей, их в том же диапазоне [c.105]

Схема установки с центробежным насосом. Ранее, на рис. 26 была изображена схема установки одноколесного центробежного насоса консольного типа с горизонтальным валом и односторонним подводом воды, приводимого в движение электродвигателем 4. Жидкость из приемного резервуара через фильтр 1 всасывающей трубы 3 с обратным клапаном 2 подводится к рабочему колесу центробежного насоса. Фильтр предохраняет насос от засасывания крупных твердых включений, а обратный клапан препятствует вытеканию жидкости из всасывающей трубы. При вращении вала насоса жидкость отбрасывается лопатками рабочего колеса в улитку 5, а из улитки через задвижку 6 в напорный трубопровод 7. Под действием разности атмосферного давления и пониженного давления на входе -в рабочее колесо жидкость по всасывающей трубе 3, открыв клапан 2, будет снова поступать на лопатки. Подача насоса регулируется задвижкой 6. При помощи этой же задвижки насос заливается жидкостью из напорной линии перед первым запуском. [c.65]

На фиг. 47 показан консольный насос из пластмассы Баско-дур с осевым входом жидкости в рабочее колесо. Корпус насоса 13 со всасывающей крышкой 14, выполненные из Баскодура , монтируются между двумя чугунными фланцами 1 и 2, стянутых шпильками. Всасывающая крышка и корпус не имеют фланцев, трубопроводы крепятся к чугунным фланцам. Рабочее колесо 12 из Баскодура имеет на заднем диске отбойные импеллерные лопатки для разгрузки ротора от осевого усилия и сальникового уплотнения от давления перекачиваемой жидкости. Колесо крепится на валу насоса 7 с помощью резьбового соединения. Судя по общему виду насоса, рабочее колесо делается составным, передний диск приклеивается к лопаткам, при этом лопатки заходят в пазы диска. [c.97]

Турбокомпрессор ТК-38 (рис. 64) выполнен по бес-консольной схеме I (см. рис. 63). Отличительной особенностью конструкции, также способствующей повышению надежности и эксплуатационных качеств, является применение пустотелого вала ротора (рис. 64), состоящего из двух полувалов / из стали 45, соединенных дуговой сваркой с диском (рабочим колесом 5) турбины, выполненным из жаропрочного сплава. Составное рабочее колесо 6 компрессора центрируется на валу без предварительного натяга в холодном состоянии. Применение стальных сварных корпусов 3 турбины позволило снизить массу турбокомпрессора. При этом существенно уменьшен отвод теплоты в воду. При желании возможно применение взаимозаменяемых литых корпусов из чугуна или алюминиевого сплава. В отличие от прежних конструкций с приваренными к диску лопатками введено крепление последних с помощью елочного замка 2. Ротор турбокомпрессора опирается на подшипники скольжения 4. Упругодемпфирующие [c.119]

Алюминиевое рабочее колесо нагнетателя полуоткрытого типа с помощью запрессованной в него стальной втулки посажено консольно на шлицевый хвостовик вала-шестерни 31 и закреплено гайкой. Алюминиевый корпус нагнетателя 26 крепится к корпусу редуктора и закрыт алюминиевой крышкой 21. Улиточная часть корпуса нагнетателя соединена с охладителем наддувочного воздуха. Воздух из первой ступени наддува поступает на лопатки рабочего колеса через двухрожковый подводящий патрубок 25, надетый на крышку 21. К задней стенке корпуса нагнетателя прикреплен лопаточный диффузор 28. [c.29]

Радиальный турбодвигатель, конструкция которого представлена на рис. 21.1, является обособленным агрегатом с горизонтальным валом, включающим в себя консольно закрепленное рабочее колесо и опорный узел с несущими подшипниками. Рабочее колесо сборной конструкции представляет собой круговую решетку с 16-ю цилиндрическими лопатками, обращенными вогнутой стороной навстречу потоку и ограниченными по высоте двумя дисками — коренным и передним. Коренной диск колеса является несущим, на нем закреплены лопатки, а через них винтами — передний диск. Ступица коренного диска имеет форму, обеспечивающую плавный разворот потока в осевое направление на слив. Поток жидкости к рабочему колесу подается через спиральный подвод прямоугольного поперечного сечения. На входе в спиральную камеру установлен конфузор. На выходе из рабочего колеса турбодвигателя в отводящем патрубке установлена подпорная диафрагма, обеспечивающая поддержание избыточного давления в потоке во избежание кавитации. Она одновременно выполняет роль устройства для успокоения осевого вихря в сливной трубе, в связи с чем оснащена четырьмя неподвиж-ными радиальными лопатками. Это устройство называют спрямителем потока. Колесо закреплено на валу винтом. Вал установлен в подшипниковом узле. [c.426]

Увеличение параметра. Ло.в/ ц.т приводит к улучшению кавитационных свойств (а уменьшается), так как при увеличении радиальных размеров меридионального сечения проточной полости уменьшается средний радиус входа в рабочее колесо. Этот вывод подтвердили иснытания насосов с одинаковыми размерами меридионального сечения проточной полости и изменяющимся радиусом, иа котором проточная полость расположена. Так, для насосов с параметрами Ло.в/ ц.т 0,216 0,232 и 0,250 получено при Q/Fw = 0,5 для второго критического режима Gvii 3,0 2,4 и 1,75 соответственно. Такое значительное изменение числа кавитации v при сравнительно малом изменении Ло.в/ ц.т маловероятно и, ио-видимому, случайно. Это подтверждается большим разбросом экспериментальных точек на графиках llav fiQIFu) при Ло.в/ ц.т = 0,232 и Ло.в/ цт = 0,250. Об этом также свидетельствуют результаты иснытания насосов 1,5В-1,3 и 2М-1,6. Несмотря на то, что у этих насосов параметры Ло.в/Rn. T различны (0,152 и 0,195), кавитационные качества практически совпадают. Указанные насосы имеют консольные лопатки (см. рис. 48, ж). Величину Ло.в вычисляли по формуле Ao.B R p — Rbs, где Rep и вн-— радиус центра тяжести и внутренний радиус меридионального сечения проточной полости насоса. [c.113]

Для насосов с периферийно-боковым каналом прямоугольного сечения, нескругленными углами меридионального сечения проточной полости, консольными лопатками рабочего колеса (см. рис. 48, ж) и Ло.в/- ц.т = 0,200. .. 0,216 [c.114]

Для насосов с периферийно-боковым каналом прямоугольного сечения, хорошо скругленными углами меридиоиального сечения проточной полости, консольными лопатками рабочего колеса и Ло в/ ц.т = 0,15. .. 0,20 (насосы 1,5В-1,3 2В-1,6 и 2,5В-18) [c.114]

Турбина 1А. Турбина отличается от турбины 1 только рабочим колесом. Его меридиональное сечение прямоугольное. Лопатки колеса консольные. Для обеспечения одинаковой прочности консольные лопатки колеса турбины 1А должны иметь в 3 раза большую толщину, чем лопатки турбины 1, но у испытанной турбины 1А толщина лопаток 1,5 мм, а у турбины 1 — 1 мм. Торцовый зазор 0,15 мм на сторону, радиальный —0,2 мм. Испытания показали, что в оптимальном режиме QIFu—, 7 Н = = 10,0 Г1 = 40,5 % rt.s = 9,4. Для турбины 1 при QIFu=, 7 Н — = 25,0 1 = 50%. Следовательно, турбины с прямоугольным меридиональным сечением колеса уступают турбинам с полукруглым сечением как по КПД, так и по коэффициенту напора. Причиной этого является большее сопротивление, оказываемое рабочим колесом продольному вихрю из-за неблагоприятной формы меридионального сечения проточной полости колеса и большей толщины лопаток. Малый коэффициент напора и, следовательно, малая мощность, а также малая прочность консольных лопаток делают турбины с прямоугольной формой меридионального сечения колеса мало пригодными для высоконапорных малогабаритных турбин. [c.185]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...