Форма лопаток рабочего колеса

Форма лопаток рабочего колеса [c.69]

ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА. ФОРМА ЛОПАТОК РАБОЧЕГО КОЛЕСА [c.185]

Рис. 14.6. Формы лопаток рабочего колеса

Здесь р — плотность воздуха, равная р = 1,2 кг/м ф — коэффициент закручивания, зависящий от формы лопаток рабочего колеса вентилятора (для рабочих колес с лопатками, загнутыми вперед, Ф = 1,1...1,35 для радиальных лопаток ф = 1 для лопаток, загнутых назад, ф = 0,5...0,8) г]в — полный КПД вентилятора и — окружная скорость, м/с [c.216]

Таким образом, величина мощности гидромуфты зависит от значения коэффициента км, плотности рабочей жидкости, активного диаметра и числа оборотов ведущего вала. В свою очередь величина коэффициента момента зависит от относительных размеров колес гидромуфты и передаточного отношения (скольжения). Исходные уравнения моментов (458) были составлены на основании трех допущений (стр. 303), поэтому влияние ряда конструктивных параметров (число лопаток рабочих колес, форма проточной полости и др.) в формуле (470) не учитывается. [c.300]

Резонанс, соответствующий первой изгибной форме колебаний системы лопаток рабочих колес промышленных установок (рис. 5.55) с частотой, примерно равной 64 Гц, возникал при рабочих условиях эксплуатации при частоте вращения, равной 640 об/мин, что приводило к преждевременному разрушению лопаток. Хотя никаких измерений деформаций в лопатках при первоначальном исследовании задачи не проводилось, предполагалось, что было бы полезным демпфировать вынужденные колебания лопаток, с тем чтобы повлиять на их динамическое поведение в окрестности частоты резонанса. [c.266]

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]

Это может быть достигнуто за счет увеличения числа лопаток рабочих колес. Такая конструкция представлена на рис. 47. Высокая частота, с которой движутся относительно друг друга отдельные лопатки противостоящих колес насоса и турбины, вызывает нестационарное течение с мгновенным периодическим изменением формы струек потока при переходе жидкости от одного рабочего колеса к другому. В результате этого в жидкости возникают большие массовые силы, способные существенно пре- [c.126]

Для создания большего напора и лучшего стекания жидкости лопаткам придают специальную выпуклую форму, причем рабочее колесо должно вращаться выпуклой стороной лопаток в направлении нагнетания. [c.189]

Лопаточное регулирование. Получение характеристики заданной формы. Часто коэффициент сопротивления сетей, на которые работает вентилятор, изменяется таким образом, что необходимо лопаточное регулирование. Полуэмпирический способ расчета регулировочных характеристик при изменении угла установки лопаток рабочего колеса по известной геометрии лопаточных [c.844]

На высоту всасывания оказывает влияние и конструкция насоса. Так, у центробежных насосов увеличение числа лопаток рабочего колеса, уменьшение высоты подъема, приходящейся на каждое колесо (т. е. увеличение числа колес при том же подъеме), форма лопатки рабочего колеса (лопатка, загнутая назад)являются мерами конструктивного порядка, ведущими к некоторому увеличению допустимой высоты всасывания. С другой стороны, как это подробнее указано ниже, некоторые конструкции центробежных насосов при определенных условиях позволяют осуществить лишь небольшую высоту всасывания, почему необходимо с особой осторожностью выбирать высоту всасывания для быстроходных насосов. В последнее время за границей встречается ряд устройств эжекторного типа, приспосабливаемых к всасывающе.му трубопроводу и позволяющих насосу забирать воду с глубин, превышающих 10 м. [c.6]

Метод расчета модельного вихревого насоса с использованием гипотезы независимости коэффициента напора заключается в следующем. Пользуясь гипотезой, конструируем промежуточную модель (рис. 52,6), которая имеет такие же размеры и форму осевого сечения проточной полости и сечения лопаток рабочего колеса, то же расстояние между лопатками /2, измеренное на радиусе выхода расчетной струйки из колеса, и ту же частоту вращения, что и модельный насос, и отличается от него лишь радиусом на котором расположена проточная полость, и углом фо активной части канала. Радиус 2и.м промежуточной модели выбирают таким, чтобы ее коэффициент быстроходности был равен коэффициенту быстроходности натуры. Пересчитав ио законам подобия промежуточную модель, получим натурный насос. [c.98]

Состав сточной жидкости обусловливает некоторые конструктивные особенности динамических насосов для сточных вод, а именно рабочее колесо закрытого типа значительно шире и имеет меньшее количество лопаток, чем колесо насосов, перекачивающих чистую воду лопаткам придается более обтекаемая форма на корпусе насоса и на входном патрубке имеются люки —ревизии, через которые можно произвести очистку колеса и корпуса в случае засорения отбросами в зону сальникового устройства подается чистая вода из технического водопровода под напором, превышающим напор насо- [c.331]

Рабочее колесо одностороннего входа закрытого типа имеет от двух до пяти лопаток обтекаемой формы. Благодаря уширению колеса и малому числу лопаток образуются межлопастные каналы [c.332]

Рабочие колеса представляют собой вращающиеся решетки лопаток. Принимая условно, что в колесе находится бесконечно большое число бесконечно тонких лопаток, можно считать, что поток в колесе разбит на отдельные элементарные струйки, форма которых определяется конфигурацией межлопаточных каналов. Это дает возможность применить к теории гидродинамических передач рассмотренную выше струйную теорию (см. гл. III). [c.232]

Проведенные за последнее время работы на кафедре [30] показали, что можно улучшить характеристики рабочих колес видоизменением формы лопаток, причем изменение решетки целесообразно производить таким образом, чтобы эпюра скоростей трансформировалась с перенесением большей доли нагрузки к концу лопатки (о чем упоминалось в работах кафедры [26, 27] и других организаций) при сохранении той же циркуляции вокруг лопатки и соответственно колеса (т. е. напора). При этом, как правило, градиенты у начала лопаток (поперек канала и вдоль лопатки) уменьшаются, что в целом сказывается положительно на течении вдоль лопатки и на величине вторичных токов, что особенно существенно для компрессорных колес с небольшими отношениями bJD . [c.295]

При повышении жесткости дисковой части рабочего колеса или снижении ее у лопаточной части возможна ситуация, когда частотная функция парциальной системы жесткий диск — упругие лопатки, соответствующая семейству первых форм изгибных колебаний лопаток, окажется ниже частотной функции парциальной системы упругий диск — жесткие лопатки и не пересекает ее. В этом случае нижняя частотная функция рабочего колеса п = 0), если различие жесткостей лопаток и диска велико, практически совпадает с нижней частотной функцией парциальной системы жесткий диск — упругие лопатки на всем интервале изменения т. На рис. 6.16 приведены частотные функции исходной системы (см. рис. 6.12) и часть ее спектра при понижении модуля упругости материала лопаток в 5 раз. Как видно при относительно низкой жесткости лопаток, податливость диска на частоты семейства первых изгибных форм, колебаний лопаток практически влияния не оказывает. При дальнейшем снижении жесткости лопаток аналогичный результат можно получить для последующих семейств форм колебаний лопаток. [c.98]

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]

В системах водоснабжения может встретиться необходимость перекачивания загрязненных жидкостей, не свободных от мелких примесей растворов и т. д. oтличиJeльнoн чертой насосов для загрязненных жидкостей является малое количество и своеобразная форма лопаток рабочего колеса, образующих широкие каналы, что улченьшает возможность засорения колеса. [c.43]

Такой расход составляет всего 4,3% максимального расхода Qniax = 4,21 л/с. Для ббльших подач насоса отн еще меньше. Поэтому у большинства вихревых насосов влиянием конечного числа лопаток на величину л можно пренебречь. При этом величина X определяется только формой лопаток рабочего колеса и равна расстоянию между меридиональными плоскостями, проходящими через точки входа и выхода лопатки, измеренному на радиусе входа. [c.25]

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]

Несмотря на большой объем работ по тензометрирова нию лопаток, достоверная экспериментальная информация, позволяющая сделать заключение и о Закономерностях, сопутствующих образованию разброса резонансных напряжений, ограничена. Это связано с тем, что тензометрированию подвергают обычно лишь шесть-семь лопаток рабочего колеса, которые выбирают произвольно. Однако даже в этом случае экспериментальные результаты иногда дают неплохое качественное соответствие с изложенным выше. Например, на рис. 9.10 показано экспериментально определенное в рабочих условиях распределение резонансных напряжений по восьми рабочим лопаткам первой ступени компрессора, колебания их возбуждались второй гармоникой. Поскольку при появлении разброса, обусловленного расслоением спектра, картина распределения напряжений должна повторяться в каждой полуволне деформации, то на рис. 9.10 четыре лолуволны, укладывающиеся по окружности диска при форме колеба ний с т — 2. [c.182]

Если в формировании разброса резонансных напряжений существенную роль играет расслоение спектра, то для более достоверного выявления уровня максимальных напряжений одновременному тензометрированию желательно подвергать такое число подряд стоящих лолаток, которое укладывается в нолуволну деформаций, соответствующую возбуждаемой форме колебаний лопаточного венца. Например, когда резонансные колебания лопаток возбуждаются третьей гармоникой, одновременному тензометрированию желательно подвергать 5/6 подряд стоящих лопаток, где 5 — общее число лопаток рабочего колеса. [c.188]

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]

Основной особенностью таких ступеней является форма профилей лопаток рабочего колеса, обеспечивающая возможность обтекания их сверхзвуковым набегающим потоком при достаточно малом уровне потерь. Типичные сечения решеток рабочего колеса дозвуковой и трансзвуковой ступеней показаны на рис. 2.41. Для дозвуковых решеток характерны сравнительно толстые профили с расположением максимальной толщины и гмксимального щогиба дуги средней линии в области первой половины хорды (Хс=0,3. .. 0,4 х/=0,4. .. 0,5), что приводит к значительному сужению межлопаточного канала на его входном участке (до горла). [c.94]

В современных расчетах крыльев и винтов самолета, лопаток рабочих колес н направляющих аппаратов турбомашнн, вентиляторов и др. приходится определять обтекания разнообразного типа профилей, значительно отличающихся от теоретических профилей и имеющих настолько большую относительную толщину и вогнутость, что уже нельзя применять изложенную в предыдущем параграфе теорию тонкой слабо изогнутой дужки. Для решения этих задач встал вопрос о создании практического метода расчета обтекания крылового профиля произвольной заданной формы основной целью такого расчета является определение распределения скоростей и давлений по поверхности профиля, причем технические требования к точности расчета оказываются по необходимости весьма высокими. [c.308]

Многие области техники используют достижения механики жидкости к газа. Авиация и кораблестроение, основными проблемами которых являются скорость, устойчивость и управляемость самолета, ходкость, устойчивость и управляемость судна, неразрывно связаны с аэродинамикой и гидродинамикой. Такая смежная с авиацией отрасль техники, как реактивная техника, не только использовала достижения предыдущей эпохи, но и поставила, главным образом, перед газовой динамикой, ряд новых задач, послуживших дальнейшему значительному развитию этой сравнительно молодой отрасли механики жидкости и газа. Так, например, конкретная задача о возвращении космического корабля или баллистической ракеты на землю через плотные слои атмосферы вызвала к жизни многочисленные исследования по борьбе с разогревом поверхности твердого тела за счет тепла, возникающего при диссипации механичес ой энергии потока вблизи поверхности тела (в пограничном слое), с плавлением или сублимацией (непосредственным испарением твердой поверхности без прохождения процесса предварительного оплавления) поверхности корпуса ракеты. Совокупность этих и многих других близких задач привела к образованию нового раздела механики жидкости и газа — аэротермодинамики. Отметим еще важное значение гидроаэродинамики и газодинамики в турбостроении и двигателестрое-НИИ, особенно в создании реактивных и ракетных двигателей. Проточные части гидротурбины, паровой и газовой турбин, реактивного двигателя, компрессора или насоса представляют собой сложные конструкции, состоящие из ряда неподвижных (направляющие аппараты) и подвижных (рабочие колеса) лопастных систем. При вращении рабочих колес составляющие их лопатки обтекаются с большими относительными скоростями водой, газом или паром. От правильного гидродинамического расчета формы профилей и конструкции лопаток рабочих колес зависит достижение требуемой мощности машины, ее высокого коэффициента полезного действия. Надо также уметь рассчитывать и лопастные направляющие аппараты водяной, воздушной или газовой 1урбины, улучшать и другие элементы проточной асти, от гидроаэродинамического совершенства которых зависит качество турбины в целом. [c.16]

Паровой турбиной называется тепловой двигатель, в котором теплота пара (потенциальная энергия) преобразуется в кинетическую энергию его потока этот поток, воздействуя на рабочее колесо турбины, приводит его во вращение, отдавая часть своей энергии. Для преобразования потенциальной (тепловой) энергии пара в кинетическую пар, поступивший в турбину из котельного агрегата, пропускают через ряд параллельно включенных непо-движны.х каналов специальной формы, иазываемых соплами. В соплах пар приобретает значительную скорость, после чего направляется а рабочие лопатки, расположенные на ободе диска (колеса), закрепленного на валу турбины (рис. 6-1). При повороте потока пара в изогнутых каналах лопаток рабочего колеса возникают центробежные усилия, вращающие колесо и связанный с ним вал. [c.119]

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]

Конический направляющий аппарат показан на рис. IV.2. В нем оси лопаток расположены по образующим конуса с вершиной на оси z. У вершины угол конуса принимают 0 = 45-н60°. Перо лопатки также имеет конусообразную форму. Профиль сечения пера от основания постепенно уменьшается к вершине. Прилегающие кромки лопаток располагаются по образующим конусов, имеющих общую вершину с обр 1зующими лопаток. Этим достигается возможность смыкания кромок и плотного запирания лопаток в закрытом положении. Определяющими параметрами конических аппаратов являются угол 0, Ь , DqVl открытия q, имеющие постепенно изменяющиеся значения. Среднее значение Со ср (рис. IV.2, б) соответствует средней высоте пера. Кривизна профиля сечения пера изменяется по высоте пера и увеливается к его вершине, что обеспечивает нужную циркуляцию на рабочем колесе турбины. Таким образом, в коническом направляющем аппарате основные размеры определяются выражениями [c.87]

Модель закрытого РК с центральным разделителем потока создана в ЛПИ (см. рис. 3.7, 6). Титановые покрывающие диски имеют прямоугольные отверстия, в которые входят шипы, расположенные в радиальной части рабочих лопаток. Шипы расклепываются, и этим обеспечивается крепление дисков. Ступень с закрытым рабочим колесом показала наивысший к. п. д. = = 0,874, Tie = 0,900 (рис. 4.2, в) при и- /Са =0,69, Рт =0,5, По = 0,42. Достигнутый уровень к. п. д. свидетельствует о том, что мощные РОС могут иметь высокие показатели экономичности, сравнимые с осевыми ступенями. Это опровергает распространенное мнение о том, что только малорасходные РОС экономичнее осевых, которые в этом диапазоне расходов должны выполняться парциальными. К. п. д. ступени ЛПИ с закрытым РК может быть еще повышен за счет более тщательной отработки уплотнений осерадиального зазора и формы меридионального профиля проточной части. Кроме того, вполне очевидные достоинства имеет закрытое РК меандрообразного типа. [c.145]

Там, где связанность велика, роль упругодинамических свойств лопаток и диска в формировании этих частей спектра соизмерима, а собственные частоты и формы колебаний, соответствующие им, могут существенно отличаться от частот и форм парциальных систем. В этих условиях понятия лопаточные и дисковые колебания теряют смысл. Ширина зон спектра, где связанность i-олеба-иий лопаток и диска должна приниматься во внимание, зависит от конкретных конструктивных форм рабочего колеса (параметр связи X различен для различных зон) и требуемой точностью оценок вибрационного состояния его. [c.100]

По мере перехода к более сложным формам колебаний собственно лопаток интенсивность динамического взаимодействия [х с дисковой частью рабочего колеса, имеющей обычно развитый обод, угасает. Это связано с возрастанием самоуравиовешениости колебаний лопаток в условиях относительно малой деформируемости корневых сечений, и соответственно, относительной малости общих неуравновешенных реакций с их стороны на закрепление (диск). Поэтому сложные высокочастотные колебания лопаток можно рассматривать как независящие от динамических свойств дисковой части. Таким колебаниям в основной системе достаточно хорошо соответствует часть спектра парциальной системы жесткий диск — упругие лопатки на всем интервале возможного изменения чисел т. [c.100]

Вклад различных элементов конструкции рабочего колеса в образование общей асимметрии может быть различным. Понятно, например, что изготовить дисковую часть рабочего колеса с высокой степенью симметрии легче, чем обеспечить высокую степень идентичности больщого числа однотипных лопаток, крепящихся иа ней. Для достижения возможно большей динамической идентичности лопаток помимо допусков на геометрические размеры устанавливают жесткие допуски на некоторые их собственные частоты. Чаще всего это частоты первой формы изгибиых колебаний. Такие частоты контролируют, и лопатки, не соответствующие допуску на частоту, либо дорабатывают, либо бракуют. Монтаж на рабочем колесе лопаток с мало отличающимися собственными частотами способствует его общей динамической симметризации. [c.120]

То, по какой конкретно из собственных форм происходит потеря устойчивости, зависит от конкретных сложившихся условий динамического взаимодействия рабочего колеса с потоком. Эти условия зависят как от параметров потока и условий обтекания им ра-5бочих лопаток, так и от динамических свойств собственно рабочего колеса, проявляющихся через его спектр собственных движений и диссипативные особенности. С повышением плотности спектра соб- ственных частот при наличии газодинамической связанности между лопатками вероятность возникновения автоколебаний возрастает, поскольку в зонах сгущения собственных частот рабочее колесо способно проявлять себя как система со многими степенями свободы, и этим облегчаются условия синтеза формы потери устойчивости в виде благоприятной суперпозиции множества независимых собственных форм, при которой системе потерять устойчивость наиболее удобно . В подобной ситуации потеря устойчивости сопровождается самосинхронизацией колебаний по различным собственным формам при амплитудно-фазовых их соотношениях, благоприятствующих потере устойчивости. Частота синхронных колебаний вблизи границы устойчивости близка к некоторой средней частоте сгущения собственных частот. [c.141]

Приведенный пример наиболее типичен для рабочих колес, достаточно четко проявляющих себя как единые упругие системы при формировании каналов обратной связи посредством неконсервативного силового взаимодействия различных лопаток через поток газа. Вместе с тем в работе [56] обращено внимание на возможность проявления развитых автоколебаний рабочего колеса компрессора с бандажными полками в виде орновременной суперпозиции колебаний по двум формам с р азличным числом волн и соответственно различными частотами (рис. 10.6). Здесь автоколебания, будучи двухчастотными, носят характер интенсивных биений. Такое проявление развитых автоколебаний вряд ли можно считать типичным, поскольку для устойчивого существования подобных колебаний нужны, надо полагать, особые условия. Однако с определенной вероятностью такого или аналогичного ему характера проявления развитых автоколебаний необходимо считаться. [c.199]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...