ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Пример расчета одноступенчатого центробежного нагнетателя из "Центробежные компрессорные машины" Принимаем о = 295 мм. При ко = 1,02 получим Ох = ко-Оц = 1.02 X X 295 = 300 мм. [c.188] Принимаем средний диаметр вала с1в = 120 мм, утоньшая его перед входом в колесо до с1в = с1а = 118 МЛ1 (без втулки). [c.188] Учитывая минимальный запас, в дальнейшем необходимо уточнить значение графо-аналитическим расчетом. [c.189] Затем определяем основные размеры диффузора. Выбираем лопаточный диффузор. [c.191] Принимаем угол лопаток на выходе из диффузора 04 = 38°. [c.191] Так как перед улиткой установлен лопаточный ди( узор, то угол расширения 6 улитки принимаем равным 55°. [c.192] Принимаем Ьо= 4 = 38 лл и в соответствии с рекомендациями НЗЛ k,i = = 0,8. [c.192] Задаваясь рядом значений / ф, строим график ф = / (R(f) (см. рис. 78), по которому затем определяем а следовательно, и высоту улитки h — R — Ra при различных углах ф. [c.192] Значения h в зависимости от угла поворота улитки ф с интервалом в 45° приведены ниже. Начало разворота улитки принимаем при фо = 20°. [c.192] Среди элементов центробежного компрессора обеспечение прочности ротора оказывается одним из основных факторов, определяющих конструктивное совершенство этой машины. Выделив из основных деталей ротор как специфический элемент центробежной машины, рассмотрим вопросы, которые возникают при проектировании этого элемента. С одной стороны, необходимо обеспечить статическую прочность рабочих колес, а с другой стороны, предупредить возникновение опасных вибрационных режимов и нагрузок. [c.193] Рациональный выбор конструктивных форм рабочих колес зависит от прочностных характеристик и массовой плотности материала диска. Для достижения более высоких окружных скоростей следует использовать более прочные и более легкие материалы, а также совершенствовать конструктивные формы деталей ротора. [c.193] Снижение окружных скоростей колеса, если оно вызвано ограниченной прочностью рабочих колес, влечет за собой увеличение габаритов и массы всей машины, так как степень повышения давления в одной ступени центробежного нагнетателя или компрессора зависит главным образом от величины окружной скорости. Для создания расчетного давления при проектировании машины, общую степень повышения давления в компрессоре необходимо распределить по отдельным ступеням. [c.193] При высоких числах оборотов рабочих колес и недостаточной жесткости отдельных элементов ротора могут возникать вибрации. Вибрации появляются в результате воздействия периодических возмущений. Дополнительное вибрационное движение вала, дисков и лопаток колес добавляет к центробежным нагрузкам этих деталей переменную во времени составляющую, что может вызвать разрушение вращающихся деталей центробежной компрессорной машины. Так, обычно наблюдаемое разрушение рабочих лопаток, заклепок и кромок покрывающих дисков связано с характерным усталостным изломом, который свидетельствует о том, что они подвергались действию вибраций. [c.193] Таким образом, для расчета на прочность вращающихся деталей часто приходится определять их жесткость. Затем определяют собственные частоты колебаний, которые сравнивают при проектировании машины с частотами ожидаемых возмущений. Благодаря этому собственные частоты в проектировочном расчете могут быть оценены предварительно, что позволит установить допустимый диапазон рабочих чисел оборотов ротора. [c.194] Правильный учет всех особенностей прочностного расчета при выборе рациональных форм наиболее напряженных деталей, а также определение жесткости деталей для отстройки машины от критического числа оборотов и резонансных режимов необходимы для создания надежных, долговечных и высокоэкономичных центробежных компрессорных машин. [c.194] Основные расчетные зависимости для определения напряжений и для профилирования дисков могут быть найдены после ряда упрощающих предположений, в результате которых должно получаться завышение расчетных напряжений. [c.194] Вернуться к основной статье