Определение числа лопаток

Таким образом, при определении числа лопаток пользоваться графиком фирмы Вулкан можно только в ограниченных случаях. [c.151]

Са, что ведет к увеличению гидравлических потерь. Обычно находится в пределах 0,80. .. 0,85. Принимая = 0,82, получим следующее приближенное выражение для определения числа лопаток (Рал < 90°, Ох с 0,8) [c.139]

Для определения числа лопаток надо задаться относительной высотой лопатки. Для уменьшения потерь на парный вихрь целесообразно выбрать/гд/бд > Ь5 (см. разд. 2.12.2.1). Тогда, выражая число лопаток г через шаг получим [c.182]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА ЛОПАТОК [c.43]

Полученные параметры Р к, Дц и Diz позволяют определить ЧИСЛО лопаток в насосном колесе и уточнить расчет колеса. При определении числа лопаток примем диаметр насосного колеса при выходе Di2 таким, каким он получился в предварительном расчете, а углы лопатки изменим так, чтобы напор колеса соответствовал заданной мощности. [c.134]

Эта формула справедлива для определения числа лопаток радиальных колес центробежных насосов, но она пригодна также для [c.134]

Рассмотрим теперь случай, когда число лопаток статорного аппарата 2с > 1. Для определенности примем, что числа 2р и 2с являются взаимно простыми, т. е. их наибольший общий делитель равен единице. Тогда v-я вереница модулированных последовательностей импульсов, излучаемых v-й лопаткой статорного аппарата, в точке измерения будет отставать от исходной вереницы на время [c.104]

Число лопаток на полной окружности — Z Определению подлежат размеры /, II, III (фиг. 70). [c.119]

Отстройку можно произвести за счет изменения числа лопаток в пакете. С увеличением этого числа до определенной величины (6—8 лопаток в пакете) частота колебаний возрастает. [c.205]

Проектирование сопловой (направляющей) решетки предполагает определение числа сопл z , относительного шага I, высоты сопловой решетки выбор профиля лопаток, образующих канал соплового аппарата. [c.93]

Отклонение разностей фаз от теоретических значений является следствием отклонений реальных рабочих колес от строгой поворотной симметрии и связанных с ними расслоениями собственных частот и искажениями соответствующих собственных форм (см. гл. 7, 9). При автоколебаниях большие отклонения сдвигов фаз от теоретических соответствуют меньшей их развитости. Результаты, приведенные на рис. 10.8, соответствуют экспериментальному определению сдвигов фаз лишь по двум соседним лопаткам. Для более корректного определения числа окружных волн исследуемых автоколебаний желательно одновременно изменять сдвиги фаз между несколькими парами соседних лопаток, укладывающихся в пределы одной полуволны деформаций. [c.203]

Долгое время при проектировании гидромуфт выбор числа лопаток рабочих колес производился по графику, разработанному фирмой Вулкан (рис. 56). Кривые, определяющие зависимость числа лопаток z от активного диаметра гидромуфты D, были построены на основании опыта строительства и эксплуатации судовых гидромуфт. Судовые гидромуфты имеют проточную часть с тором определенного профиля. [c.151]

То же самое можно сказать и про литые лопатки. Кроме того, размеры ступицы, форма чаши, прочность и жесткость конструкции. способы крепления рабочих колес к валу вносят конструктивные коррективы в определение возможного числа лопаток 2. [c.153]

Учитывая равенство скорости Си = и при наличии радиальных лопаток, а также отклонение потока за счет конечного числа лопаток, получим формулу для определения теоретического напора насоса [c.85]

В прямой задаче осесимметричного потока через турбомашину, кроме профиля ограничивающих поверхностей, задаются осреднен-иые вдоль окружности геометрические параметры решеток, т. е, средние углы а или и 8, а также относительные толщины лопаток (1—у), как функции фиксированных координат г и г. Имея в виду определение осредненного потока в первом приближении, решетки турбомашины можно рассматривать как бы с бесконечным числом лопаток, однако в отличие от этого абстрактного случая все заданные функции можно считать гладкими. [c.300]

Величина а характеризует степень открытия лишь данной турбины, имеющей определенные диаметр и число лопаток. Оно ничего не говорит о степени открытия подобной турбины другого размера ( 4-2), имеющей часто и иное число лопаток. Было бы правильнее открытие определять безразмерной величиной [c.55]

Расчет турбины сводится к определению числа ступеней, проходных сечений, геометрических размеров, углов установки лопаток, а также параметров потока по тракту. Эти величины стараются определить так, чтобы обеспечить заданную мощность турбины с минимальными потерями и при минимальных габаритах и массе. [c.198]

Прежде всего необходимо учесть, что рабочее колесо имеет конечное число лопаток и каждая лопатка обладает определенной толщиной (см. первое допущение). Наиболее просто это сделать, введя безразмерный коэффициент влияния числа лопаток к . Тогда значение теоретического напора Д., учитывающее влияние лопаток, определится по формуле [c.228]

На рис. 33, б построен треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса для расчетного режима насоса при определенном числе оборотов и определенном сопротивлении трубопровода. Для простоты вывода опять предполагается, что колесо имеет бесконечное число лопаток. По горизонтали вправо отложен вектор переносной скорости 2, из конца этого вектора берет начало вектор относительной скорости Ша. Суммарным (замыкающим) вектором служит вектор Сг (отрезок ВС на рис. 33,6). Спроектировав точку В на вектор а, получим точку D. Длина отрезка BD есть величина так называемой меридиональной скорости См и представляет собой проекцию абсолютной скорости на радиус. С другой стороны, эта величина может быть выражена и алгебраически, как скорость потока, равномерно выходящего через боковую поверхность рабочего колеса нормально к этой поверхности. [c.68]

В выражениях (11.6) и (11.7) величина определяется конструкцией машины и положением направляющих лопаток цаг определяется конструкцией отводящей трубы, но также зависит от положения направляющих лопаток. Если данная машина испытывается при постоянном положении направляющих лопаток и постоянном коэффициенте быстроходности, то С1 и Цси стремятся к постоянной величине поэтому ог и Ка связаны между собой линейной зависимостью. Однако разные конструкции обычно имеют различные величины С] даже при одинаковых значениях коэффициента быстроходности и одинаковых положениях направляющих лопаток и тем более при различных значениях коэффициента быстроходности. Число Ка непосредственно характеризует тенденцию потока к кавитации, поэтому если в двух разных машинах различных конструкций кавитация возникает при одинаковых значениях Ка, то это значит, что их направляющие лопатки в этом диапазоне рабочих параметров имеют одинаковые значения Кг. Однако коэффициенты Тома могут быть совершенно различными. С этой точки зрения коэффициент Тома оказывается неудобным параметром для сравнения машин разных конструкций. С другой стороны, хотя определение числа Ка, при котором возникает кавитация, дает полное представление о степени совершенства формы каналов в области выхода, оно не дает никакого представления о том, оптимальны поперечные сечения каналов или нет. В этом отношении коэффициент Тома предпочтительнее, так как он характеризует условия на выходе через полный, а не только скоростной напор. [c.634]

По мере накопления данных в отношении аэродинамических, конструктивных и эксплуатационных свойств осевых вентиляторов различных схем аэродинамический расчет все более разделяется на две основные части выбор расчетных параметров и профилирование. Под выбором расчетных параметров понимается определение коэффициентов осевой скорости, теоретического давления, циркуляций лопаточных венцов, относительного диаметра втулки и аэродинамической схемы под профилированием — выбор густоты решетки, углов атаки, числа лопаток, определение углов установки и кривизны профилей. [c.836]

Задавшись общим профилем изменения диаметров от первой до последней ступени, подставляем в формулу последовательна диаметр каждой ступени и определяем тепловые перепады для всех ступеней. После определения числа ступеней и распределения теплового перепада по ступеням производится детальный расчет каждой ступени, от первой до последней, как это было указано при расчете одноступенчатых паровых турбин. Одновременно строится процесс в -диаграмме и определяются к. п. д. каждой ступени и всей турбины. По последнему к. п. д. уточняется расход пара и пересчитываются высоты лопаток во всей проточной части. [c.376]

Для определения числа лопаток насоса используем эмпирическую формулу, рекомендуемую Пфлейдерером, которая в случае применения безразмерных коэффициентов имеет вид [c.85]

Опыт строительства гидромуфт показывает, что, учитывая технологические и конструктивные положения, в больших гидромуфтах можйо разместить большее число яопаток, чем в малых гид- ромуфтах. Поэтому, когда некоторые авторы для определения числа лопаток предлагают эмпирические формулы, в которых число зависит от Да, в этом есть известный смысл, но только для определенных конструкций гидромуфт и в определенных пределах />а- [c.45]

Д. Я. Алексопольский приводит следующую формулу для определения числа лопаток для гидромуфт с тором [c.45]

Колёса рабочие 12 — 565 — Диаметр входного отверстия 12 — 565 —Диаметр на входе газа 12 — 565 — Диаметр наружный 12 — 566 —Лопатки 12 — 562 — Окружная скорость 12 — 566 — Параметры — Закон пропорциональности 12 — 566 — Размеры 12 — 565 — Скорость газа на входе 12 — 565 — Скорость газа на входе и выходе радиальная 12 — 566 —Скорость газа относительная 12 — 566 — Угол лопаток 12 — 566 —Угол притекания потока 12 — 566 — Число лопаток 12 — 566 — Определение по кривой Кухарского 12 — 566 — Число лопаток по формуле Пфлей-дерера 12 — 566 —Число лопаток по формуле ЦАГИ 12 — 566 — Ширина на входе 12 — 565 [c.32]

Для повышения достоверности экспериментального определения уровня максимальных резонансных напряжений на лопатках работающего двигателя одновременному тензометрирова-нию желательно подвергать то число подряд стоящих лопаток, которое укладывается в. полуволну дефор1мации данной формы колебаний. Достоверность информации будет тем выше, чем боль-iuee число лопаток укладывается в полуволну. [c.189]

Развитие выходной площади возможно путем увеличения числа выхлопов и высоты лопаток, а также снижения числа оборотов. Первый путь применяется независимо от д )угих во всех современ- ых крупных турбинах, как наиболее простое и эффективное средство. Существенное увеличение высоты лопаток возможно в настоящее время только за счет снижения запаса прочности или применения более прочных материалов (в частности, титановых сплавов), так как конструктивные возможности облегчения лопаток почти исчерпаны. Снижение числа оборотов ротора является хорошим средством увеличения выходной площади, но возможно лишь в двухвальных агрегатах или не связанных с работой на определенном числе оборотов. Рост высоты лопаток при этом не связан увеличением напряжений. Высота лопатки последней ступени [c.139]

Уменьшение мощности насоса, обусловленное конечным числом лопаток и отмеченное Пфлейдерером можно учесть соответствующим увеличением угла наклона лопатки. Это особенно-касается наклона в точке 2, в то время как входной угол, определенный выше по уравнениям (342), можно оставить неизменным. [c.214]

Опыт строительства гидромуфт показывает, что, учитывая эти технологические и конструктивные положения, в больших гидромуфтах можно разместить и размеш,ают большее число лопаток, чем в малых. Поэтому эмпирические формулы, в которых 2 зависит от D, имеют смысл, но только для оцределеииых конструкций гидромуфт и в определенных пределах D. [c.153]

Выбор целесообразных параметров треугольников скоростей ступени и определение числа и формы лопаток, обеспечивающих получение этих нараметро1В при высоком КПД, являются задачей аэродинамического расчета осевой ступени. [c.76]

В ДТРД FM.56 принят ряд конструктивных мер для обеспечения низкого уровня шума. В частности, в вентиляторе отсутствует ВНА, выбрано определенное соотношение числа рабочих и направляющих лопаток и установлен увеличенный осевой зазор между ними. Кроме того, турбина вентилятора имеет большое число лопаток, что позволило сместить к границе слышимого звука основную дискретную составляющую спектра шума и ее гармоники. Оценка уровней шума, создаваемого самолетами с двигателями FM.56, показала, что действующие нормы будут удовлетворены с существенным запасом. На режиме посадки шум обтекания самолета будет даже выше шума двигателей. [c.171]

Далее предполагается, что поверхности тока представляют собой поверхности вращения. Это предположение также не вносит существенной ошибки. Обоснование этого предположения можно пояснить следующим. Кольцевые аэродинамические решетки, состоящие из конечного числа лопаток, имеющих определенную толщину, заменяются решетками из бесконечного количества бесконечно тонких лопаток. Такая система лопаток оказывает на поток силовое воздействие, эквивалентное реальной решетке, но не нарушает осесимметричности течения. Таким образом, на этом этапе расчета течение рассматривается установившимся и осесимметричным, т. е. зависящим только от двух координат. Это существенным образом упрощает задачу. [c.249]

Рг == и Особенно заметно на. величине коэффициента давления осевых и центробежных нагнетателей сказывается увеличение числа лопаток до 12—16. Дальнейшее увеличение числа лопаток все в меньшей и меньшей степени влияет на увеличение Ф, а после определенного предела (для центробежных — около 50—60) начинает вызывать уменьшение за счет поджатия проходного сеяения. [c.27]

Для точного определения членов осреднения %, i и формы средней поверхности тока необходимо знать полное трехмерное нестационарное-поле потока однако практически, с точностью до членов порядка 1 вадрата пульсаций (в окружном направлении и по времени), функции х и v определяются геометрическими параметрами межлопаточных каналов, а пульсационные члены R опускаются. (Такое обычно принимаемое упрощэние соответствует модели течения через турбомашину с бесконечно большим числом лопаток, толщина которых учитывается коэффициентом стеснения О <С X < ) оценки погрешности упрощенной осесимметричной [c.146]

Производимый радиальными вентиляторами с прямыми лопатками шум был изучен в зависимости от мощности вентилятора, периферийной скорости, числа лопаток и других параметров. Хюбнер [Л. 83] и Грюневальд Л. 84] показали, что если пренебречь влиянием помещения, то интенсивность звука от невстроенного свободно направляющего наружу струю вентилятора в определенной точке измерения является функцией его механических размеров, т. е. его геометрии G, периферийной скорости п и дросселирования воздушного потока. Необходимо еще изучить свойства охлаждающей среды, характеризуемой параметром 0, который зависит от плотности р, вязкости V и скорости звука с в среде. Излучающие свойства вентилятора учитываются при помощи коэффициента направленности q. [c.133]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...