Форма и число лопаток рабочего колеса

Вентилятор состоит из спиралеобразного корпуса, где вращается рабочее колесо, и станины с большим числом лопаток. Воздух или газ поступает по оси колеса, захватывается лопатками и выбрасывается из корпуса в направлении, перпендикулярном оси колеса. Лопатки рабочего колеса в зависимости от типа вентилятора имеют различную форму и длину. Их изготавливают из листовой углеродистой стали и приваривают к диску и переднему кольцу. Применяют также цельноштампованные и литые колеса. [c.18]

Как правило, валы изготавливают из высококачественных поковок. Лопатки рабочего колеса имеют сложную форму. Для создания оптимальных условий протекания газа они имеют на входе в колесо каплевидный профиль или закругление, а на выходе —клинообразный. Число лопаток обычно составляет 18—30, они уменьшают проходное сечение рабочего колеса. [c.163]

Рабочее колесо является основным рабочим органом лопастного насоса. Его назначением является передача энергии жидкости. Механизм передачи энергии от лопаток рабочего колеса жидкости можно пояснить следующими рассуждениями. При движении самолета в воздухе на его крылья действует подъемная сила, уравновешивающая вес самолета. Аналогично этому возникают подъемные силы на лопатках рабочего колеса лопастной гидромашины при вращении их в жидкости. Направление этих сил зависит от формы лопаток. Можно выбрать форму лопаток таким образом, чтобы при заданных расходе жидкости, числе оборотов рабочего колеса и направлении движения жидкости (от центра колеса к периферии или наоборот) момент подъемных сил совпадал с направлением вращения рабочего колеса. В этом случае жидкость, воздействуя на лопатки, будет вращать рабочее колесо, передавая ему энергию. Такая гидравлическая машина является лопастным двигателем — гидравлической турбиной. [c.120]

В многоступенчатых турбогазодувках на валу устанавливают несколько колес с лопатками (обычно 3-4), причем газ между ступенями не охлаждается. Диаметры колес в многоступенчатой турбогазодувке постоянны, но ширина их снижается в направлении от первого колеса к последнему. Этим достигается возможность сжатия в каждой последующей ступени без изменения числа оборотов вала и формы лопаток рабочих колес. Степень сжатия в турбогазодувках не превышает 3-3,5. [c.206]

Для насосов с уменьшением коэффициента быстроходности увеличивается напор на рабочее колесо, и, следовательно, для высоконапорных насосов уменьшаются число ступеней и длина вала, упрощается форма корпуса насоса. При этом рабочие колеса имеют простые радиальные лопатки вместо сложных двоякой кривизны, т. е. пространственных. [c.141]

Диаметр основной окружности Од и угол лопатки на входе определяют для лопаточного направляющего аппарата таким же образом, как и для спирального отвода. Ширину направляющего аппарата Ь принимают несколько большей ширины колеса 2 ( з 1,1 2)-Для малых многоступенчатых насосов ширина направляющего аппарата превьппает ширину колеса не менее чем на 1,5 лгл эта величина является минимальной для компенсации неточностей изготовления отливки корпуса. Число лопаток следует принимать минимальным, обеспечивая потребную горловую площадь и профиль канала в соответствии с приведенными ниже рекомендациями. Величина наружного диаметра направляющего аппарата не является расчетной она зависит от числа лопаток, формы канала и зазора между лопатками аппарата и рабочим колесом. В хорошо спроектированных конструкциях этот диаметр равен (1,35 1,6) 02- [c.130]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса прибегаем к некоторым упрощениям. Принимаем, что работа, совершаемая насосом, происходит без гидравлических потерь (вязкостью жидкости пренебрегаем) и что рабочее колесо насоса имеет бесконечное число лопаток. В этом случае протекающий в рабочем колесе поток можно считать состоящим из элементарных струек, форма которых строго соответствует форме межлопаточного канала, а скорости во всех точках цилиндрических поверхностей определенного радиуса одинаковыми, т. е. пренебрегаем силовым воздействием лопатки, приводящим к циркуляции скорости вокруг профиля лопатки. Струйная теория дает возможность определить теоретический напор насоса. Если работу, переданную [c.15]

Большое количество факторов, таких как входной диаметр рабочего колеса, площадь входа на лопатки, форма и число лопаток, наличие проходного вала и диаметр втулки н удельная быстроходность рабочего колеса определяют требуемую величину избыточного давления, а следовательно, и всасывающую способность насоса. [c.32]

Форма лопаток рабочего колеса вентилятора обусловливается его производительностью и напором. Для подачи больших количеств воздуха при малом напоре применяют вентиляторы с большим числом коротких лопаток, загнутых вперед или радиально оканчивающихся. Реже для этих целей используют вентиляторы с лопатками, загнутыми назад. [c.286]

Потеря энергии на протекание газа по рабочему колесу, так же как и потеря в направляющем аппарате, зависит от числа Рейнольдса, от формы межлопаточного канала колеса — угла изгиба и формы лопаток, от шероховатости стенок канала, толщины входной и выходной кромок, угла поворота потока при входе на лопатки колеса и т. п. Эта потеря является потерей холода и обозначается На расчетном режиме направление потока перед колесом совпадает с направлением касательной к входной кромке лопатки колеса. В этом случае говорят о безударном входе газа на лопатки. Приводимые ниже формулы и коэффициенты потерь, с помощью которых подсчитывается потеря холода в колесе, относятся к безударному входу. По аналогии с определением потерь в направляющем аппарате, потеря холода в колесе обычно подсчитывается по скоростному напору относительной скорости на выходе из колеса через скоростной коэффициент колеса ф, определяемый отношением действительной относительной скорости на выходе из колеса к теоретической т. е. к скорости, которая могла бы быть получена при изоэнтропийном процессе расширения. [c.283]

В спиралеобразном корпусе 1 вентилятора (рис. IV- 1) вращается рабочее колесо (барабан) 2 с большим числом лопаток. Отношение ширины лопатки к ее длине зависит от развиваемого давления и является наименьшим для вентиляторов высокого давления. Газ поступает по оси вентилятора через патрубок 3 и удаляется из корпуса через нагнетательный патрубок 4. Форму и размеры корпуса вентилятора, рабочего колеса, лопаток и патрубков выбирают такими, чтобы гидравлические потери были наименьшими. Рабочие колеса вентиляторов низкого давления имеют [c.175]

Если нет большой необходимости в сокращении осевых габаритов шнека, то можно принять число лопаток шнека г = 2. Величинами толщин лопаток и входных кромок рабочих колес задаются минимально допустимыми, исходя из соображений прочности. Со стороны входа в шнек его лопатки должны быть заострены с тыльной стороны, причем угол заострения должен быть не более угла атаки. Форма входной кромки выполняется по рекомендациям подраздела 3.5.8. С целью увеличения гидравлического и расходного к. п. д. насоса (за счет уменьшения В ) для высоких значений Сц (более 4000) целесообразно делать шнек выставным. При этом отношении диаметров шнека и входа в колесо не должно превышать 1,3. В остальном порядок расчета шнека ясен из примера расчета. Для ликвидации вредного влияния противотоков из центробежного колеса и утечек, поступающих из переднего уплотнения колеса, следует установить конус, внутренний диаметр которого (впо- [c.314]

Рассматривая движение частицы жидкости внутри колеса, сделаем допущение, что весь поток внутри колеса состоит из одинаковых элементарных струек. Предположим также, что траектории движения частиц такие же, как профили лопаток. В этом случае поток представляется таким, каким он был бы при бесконечно большом числе бесконечно тонких лопаток, то есть осесимметричным. Иначе говоря, все линии тока конгруэнтные, а движение струек установившееся следовательно, относительная скорость направлена по касательной к поверхности лопатки в рассматриваемой точке, а величина ее определяется уравнением неразрывности. Такое допущение составляет основу элементарной струйной теории. Основателем этой теории был член Петербургской академии наук Леонард Эйлер (1707—1783). Эта теория [6] послужила основой для создания центробежных гидравлических насосов, так как первые машины по конструкции рабочего колеса соответствовали струйной теории. В них длина канала значительно превосходила расстояние между лопатками, и, таким образом, все колесо состояло из большого числа узких и длинных каналов. В настоящее время рабочие колеса по конструкции значительно отошли от первоначальной формы, и к ним нельзя применить струйную теорию. Для одних рабочих колес требуются значительные коррективы теории экспериментальными данными, а для других — иные методы расчета. [c.40]

Испытывались модели диаметром О = 700 мм. Лопатки всех моделей были выполнены или из эпоксидной смолы, или из стали толщиной б = 2 мм (листовые лопатки). Корпус вентилятора точеный (О = 702 мм) выполнен из алюминиевого сплава. Опора вала модели всегда располагалась в выходном сечении корпуса вентилятора и представляла собой три установленные под углом 120° пластины толщиной 6=6 мм, имеющие форму, близкую к симметричному профилю. Гильза с валом закреплялась в разрезном стакане опоры. На входе в вентилятор устанавливались коллектор, очерченный по лемнискате, и полусферический кок. Частота вращения п вентилятора измерялась электронным счетчиком оборотов и поддерживалась при каждом испытании постоянной. Обычно величина п = 1000. .. 1200 об/мин, что соответствовало числу Ке = = (2,7. .. 3)-10 , определенному по скорости входа потока в рабочее колесо вентилятора в относительном движении и хорде лопатки на среднем радиусе. [c.155]

Выше указывалось, что подавляющее большинство поломок произошло на периферийных участках колеса. Поэтому при изучении надежности колес интерес представляют лишь те формы колебаний, которым соответствуют значительные перемещения этих участков деталей колес. С точки зрения динамики колесо ц. к. м. представляет собой весьма сложную систему, состоящую из двух дисков-оболочек, связанных между собой упругими лопатками. Опытные данные показывают, что даже в колесах с тонкими штампованными лопатками, обладающими относительно малой жесткостью, основной и покрывающий диски динамически изолированы, т. е. колебания их не связаны между собой. В колесах с толстыми фрезерованными лопатками последние, являясь узловыми линиями для полотна покрывающего диска, не принимают участия в колебательном процессе. При этом полотно покрывающего диска разбивается на 2 (г — число рабочих лопаток) отсеков-лопастей, связанных между собой. В колесах со штампованными лопатками последние также разбивают покрывающий диск на отсеков, но, в отличие от фрезерованных лопаток, они принимают участие в колебаниях системы, во многом определяя ее динамические характеристики. [c.141]

Гидравлические потери имеют место нри протекании жидкости в канале пасоса. При расчетах новых насосов величина гидравлических потерь определяется гидравлическим к. п. д. Большая часть исследователей рассматривает два основных вида гидравлических потерь потери на трение потока в каналах и вихреобразование, которые определяются силами вязкости жидкости потери на удар при входе на лопатки колеса и при выходе из него. Если причины первых потерь всеми исследователями истолковываются однозначно, то нри определении потерь на удар имеются два различных толкования. Одни исследователи эти потери связывают с изменением подачи насоса, другие считают, что потери на удар Ну от подачи не зависят и определяются исключительно конструктивными формами рабочих элементов насоса. Эти потери рассматриваются как. разность между напором насоса нри бесконечном числе лопаток Я со и действительным напором насоса при нулевой подаче (при закрытой задвижке), т. е. [c.21]

Относительная скорость согласно гипотезе бесконечного числа лопаток направлена по касательной к выходному элементу лопатки, т. е. под углом р2л скорости 2- Знзя величины с 2 % и направление относительной скорости, построим треугольник скоростей АВС на выходе из рабочего колеса (рис. 8-7) и определим из него величины относительной скорости окружной слагающей абсолютной скорости угла Индекс со указывает на то, что указанные величины получены из треугольника скоростей, построенного согласно гипотезе бесконечного числа лопаток. В действительности относительная скорость на выходе отклоняется от выходного элемента лопатки, что сказывается на величине и направлении абсолютной скорости. Причина этого отклонения главным образом в инерции жидкости. Рабочее колесо закручивает жидкость, увеличивая окружную слагающую абсолютной скорости жидкости Сц. Силы инерции препятствуют этому изменению скорости жидкости. При бесконечном числе лопаток траектории относительного движения предопределены формой лопаток, которые препятствуют какому-либо иному движению жидкости. При конечном числе лопаток проходы между ними широки и жидкость получает некоторую свободу в выборе направления движения. В этом случае силы инерции, препятствуя увеличению окружной слагающей скорости жидкости, так изменяют траектории частиц жидкости, что окружная слагающая уменьшается. Следовательно, действительная величина окружной слагающей абсолютной скорости на выходе при конечном числе лопаток меньше, чем это следует согласно гипотезе бесконечного числа лопаток [c.134]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология