Работа лопаточного колеса

Эффективной установкой получения холода является турбодетандерный агрегат [13]. Ох.лаждение газа в ТДА достигается организацией процесса расширения газа, протекающего через ТДА, с совершением внешней работы. В результате происходит снижение давления и температуры газа. На рис. 2.20 схематично показано меридиональное сечение проточной части турбодетандера. В ступени турбодетандера элементами, в которых преобразуется энергия газа, являются неподвижный сопловый аппарат / с сопловыми лопатками 2 и вращающееся колесо 4 с рабочими лопатками 3- Развертка на плоскости цилиндрического сечения лопаточных аппаратов турбодетандера показана на рис. 2.21. Там же отмечены характерные скорости газа и силы, возникающие в результате взаимодействия газа с рабочими лопатками колеса. Вращающаяся часть турбодетандера, состоящая из колеса с лопатками и вала с подшипниками, называется ротором, а неподвижная часть — корпус, сопловый аппарат и другие детали — статором. Принцип действия турбодетандера состоит в следующем. Газ со скоростью Vo поступает в межлопаточные каналы соплового аппарата и расширяет- [c.40]

Диаметральный вентилятор (рис. 6.3.3.15) имеет следующий принцип действия. Если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело, расположенное несимметрично относительно оси колеса, то осесимметричный вихрь, образующийся вокруг колеса, смещается в сторону, и возникает направленное течение газа перпендикулярно к оси вращения колеса. Поперечное течение появляется также при установке лопаточного колеса в несимметричном коленообразном корпусе. Диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже при невысоких окружных скоростях рабочих колес, поскольку поток газа дважды пересекает лопатки колеса. К недостаткам диаметральных вентиляторов относятся невысокий КПД (максимальный 60-65 %), повышенная шумность работы, существенные перегрузки электродвигателя при уменьшении сопротивления сети. [c.403]

Воздушно-проходной сепаратор с вращающимся ротором в вид( лопаточного колеса типа применяемого в центробежных вентиляторах показан на рис. УП-80. Принцип работы этого сепараторе не отличается от принципа работы сепаратора с вращающейс корзинкой. Конструктивное отличие заключается только в гори зонтальном располон<ении ротора сепаратора и его малом диаметре вызывающем большое число оборотов ротора. Основное преимуще ство этого сепаратора — малые габариты при большой производи тельпости. Недостатки его — большой расход электроэнергии н привод ротора и сравнительно быстрый износ ротора, если в пыл1 содержатся абразивные частицы. [c.414]

РАБОТА ЛОПАТОЧНОГО КОЛЕСА [c.22]

II.1. РАБОТА ЛОПАТОЧНОГО КОЛЕСА [c.22]

При одинаковых значениях фо коэ( х )Ициент расхода ф. будет меньше при работе на веществе с меньшим значением ку, меньшими будут и углы выхода потока из колеса и входа в лопаточный ди( узор. Поэтому чем меньше ку, тем быстрее уменьшается угол аз по мере снижения фо и, значит, раньше начинается помпаж. [c.206]

Работа лопаточного колеса [c.97]

Воздушно-проходной сепаратор с вращающимся лопаточным колесом типа, применяемого в центробежных вентиляторах, показан на рис. У1-57. Принцип работы этого сепаратора не отличается от принципа работы сепаратора с вращающейся корзинкой. Конструктивное отличие заключается только в горизонтальном расположении ротора сепаратора и его малом диаметре, вызывающем большое число оборотов ротора. Основное преимущество этого [c.329]

Воздушно-проходной сепаратор с вращающимся лопаточным колесом также работает по принципу выбивания твердых частиц из воздушного потока лопатками, вращающимися на горизонтальном валу. Пылевоздушная смесь поступает сверху, частички, выбитые из потока, падают вниз, а очищенный воздух выходит через штуцер сбоку сепаратора. [c.385]

Лопаточному диффузору обычно предшествует укороченный безлопаточный диффузор, в котором происходит выравнивание потока, весьма неравномерного после колеса. Безлопаточный диффузор улучшает работу лопаточного диффузора, особенно на нерасчетных режимах, и уменьшает шум. Особенно необходимо применять безлопаточный диффузор при сверхзвуковой скорости газа на выходе из рабочего колеса, так как при Мс, > 1 неизбежны скачки уплотнения при входе на лопатки диффузора, увеличивающие потери. [c.85]

Черняк А. П. Зависимость коэффициента ы реактивного колеса центробежного насоса от его геометрических параметров и режима работы. — Лопаточные машины и струйные аппараты . М., Машиностроение , 1966, Кя 1, с. 176—203. [c.329]

С целью сопоставления характеристик колес при работе с диффузорами различных типов ряд исследований выполнялся на ступенях с безлопаточный диффузором, радиальная протяженность которого была такой же, как и у исследованных лопаточных при больших углах установки лопаток. [c.139]

Рис. 4.21. Характеристики лопаточных диффузоров с различными углами азл. полученные прп работе с разными колесами

Представляет интерес численный эксперимент по исследованию влияния показателя изоэнтропы на согласование характеристик элементов проточной части и характеристику ступени в целом. Расчеты проводились применительно к ступени с колесом, имеющим Ргл =45°-1, и лопаточным диффузором. При выборе рабочего вещества была реализована идея, высказанная Л. И. Седовым [44], который предложил изменять показатель изоэнтропы путем смешивания в различной пропорции ксенона, имеющего ky = 1,66, и хладагента R12, у которого ky = 1,12. Для расчета термических и калорических параметров смесей было применено уравнение Битти—Бриджмена в сочетании с правилом, разработанным ими для смесей (см. п. 1.3). Расчеты проводились при значениях ky, равных 1,12 1,15 1,20 1,25 1,35 1,50 и 1,66. Первому и последнему значению ky соответствует работа на чистых веществах, остальным — работа на смесях. Сопоставление характеристик ступени (рис. 5.11) показывает, что при малых зна- [c.204]

Рис. 5.12. Области совместной работы колеса и лопаточного диффузора при работе на газах с различными показателями изоэнтропы (обозначения кривых см. на рис. 5.11)

Уровень максимальных значений КПД практически не зависит от ку. Этот результат согласуется с одними экспериментальными исследованиями, известными из литературы, и противоречит другим. Влияние показателя изоэнтропы на КПД ступени неоднозначно и может быть оценено при рассмотрении условии совместной работы элементов проточной части. Наглядное представление дает характеристика колеса о-2 = /О ь Ми,,), иа которую нанесены области его совместной работы с лопаточным диффузором (рис. 5.12). Видно, что с увеличением ку область совместной работы колеса и диффузора смещается в сторону больших углов натекания на лопатки колеса г. [c.209]

При малых значениях ку и достаточно высоких М и М ,, наибольшая производительность ступени определяется рабочим колесом. Оно работает в предельном режиме, соответствующем запиранию входных сечений межлопаточных каналов. Увеличение ку приводит к смещению режима от наибольшей производительности в сторону больших 11, вследствие чего наибольшую производительность ступени начинает определять лопаточный диффузор. Минимальные значения коэффициентов потерь колеса и диффузора при изменении ку мало отличаются по величине, вследствие чего и КПД ступени практически не зависит от ку. Однако из этого результата, справедливого для данного частного случая, нельзя делать обобщающих выводов для всех возможных вариантов ступеней. Если в этой ступени повернуть лопатки диффузора на меньший угол и сдвинуть области совместной работы колеса и диффузора в сторону больших значений /1, то и в этом случае каждая область будет располагаться тем левее, чем больше ку. Если принять во внимание характер зависимостей Со-п = = f (й, М ,,) в области больших углов натекания 1, то увеличение означает возрастание а значит, КПД такой ступени с повышением ку будет понижаться. Этот краткий анализ показывает, во-первых, что влияние ку на характеристики ступеней центробежного компрессора неоднозначно и, во-вторых, что в области ку = 1,12- 1,25 характеристики ступени от ку практически не зависят. Это дает возможность, в частности, распространять результаты исследований ступеней холодильных центробежных компрессоров, получаемые при работе на наиболее распространенных веществах К12 или Н22, ка все хладагенты и другие рабочие вещества, у которых ку находится в этих пределах. Эксперимент хорошо подтверждает эти выводы [35). [c.209]

На рис. 4.59,ж- приведена схема двухступенчатого вентилятора со встречным вращением рабочих колес без аппаратов. Ноток, войдя в первое колесо в осевом направлении, попадает во второе колесо закрученным против направления его вращения, выходя из вентилятора в осевом направлении. Второе колесо создает тот же момент, связанный с закручиванием потока, что и первое. Так как условия работы первого и второго колес разные, то их лопаточные венцы не только соответствуют левому и правому вентиляторам, но должны иметь и разную геометрию. Вентилятор типа ж может развить такое же давление, как двухступенчатые типов д и е, однако тип ж будет существенно меньших осевых размеров [c.968]

На рис. 4.59ж приведена схема двухступенчатого вентилятора со встречным вращением рабочих колес без аппаратов. Поток, войдя в первое колесо в осевом направлении, попадает во второе колесо закрученным против направления его вращения, выходя из вентилятора в осевом направлении. Второе колесо создает тот же момент, связанный с закручиванием потока, что и первое. Так как условия работы первого и второго колес разные, то их лопаточные венцы не только соответствуют левому и правому вентиляторам, но должны иметь и разную геометрию. Вентилятор типа ж может развить такое же давление, как двухступенчатые типов дне, однако тип ж будет существенно меньших осевых размеров и, следовательно, благодаря отсутствию аппаратов - меньшей массы. Конструктивно тип ж выполняется или с отдельными приводными двигателями для каждого колеса, или с двигателями, у которых вращаются и ротор, и статор. [c.968]

Рабочие колеса свободно перемещаются вдоль вала. На переднем диске рабочего колеса и на обоймах лопаточных отводов выполнены кольцевые пояски, между которыми при работе образуется торцовая щель с малым зазором. Работа такого устройства [c.240]

Лопаточные нагнетатели особенно удобно классифицировать по удельному числу оборотов. Установлено, например, что при Пу >80 100 наиболее целесообразно использовать осевые вентиляторы, так как центробежные при этом работали бы с недостаточно высокими к. п. д. В некоторых случаях, однако, для этих условий можно применять центробежные вентиляторы двухстороннего всасывания. Работа вентилятора с т] <0,6 и насоса с т]<0,7 (по отношению к мощности на колесе, т.е. без учета механических потерь) не может считаться удовлетворительной. [c.104]

Лопаточный диффузор. Между колесом и входными кромками лопаток расположен безлопаточный кольцевый диффузор. Так как в унифицированных ступенях число вариантов диффузоров неве лико и в машинах разных производительностей одноименные варианты геометрически подобны, в том числе по относительным ширине bjbi и радиальной протяженности безлопаточного участка Ds, то лопаточный диффузор удобно рассматривать совместно с предшествующим ему безлопаточный участком, приняв во внимание, что режим работы лопаточной решетки определяется параметрами з и М ,. [c.155]

Расчет диффузорной части канала. Совершенство диффузорной части канала определяет коэффициент использования кинетической энергии потока по выходе из лопастного колеса. Таким образом, если спиральная часть канала обеспечивает условия работы лопастного колеса, то диффузорная часть канала определяет гидродинамическое совершенство лопаточного отв9да как преобразователя скоростного напора в давление. По конструктивно-технологическим соображениям диффузор лопаточного отвода имеет прямоугольную форму сечения. Начальное сечение диффузора желательно выполнять близким к квадратному Оо (рис. 72). Ширину лопаточного отвода 63 целесообразно выполнять такой же, как начальную ширину спирального, — условие (4. 7). Размер ао зависит [c.125]

Книга посвящена аэродинамическим явлениям, происходящим в компрессорных машинах центробежного типа, а также аэродинамическому расчету этих машин. Кратко иэложены физические основы теории подобия в приложении к трубомашинам. Рассмотрены теория работы и метод расчета рабочих колес центробежных машин. Приводятся аналитический и экспериментальный материал о влияний ряда факторов на работу колес, а также отечественный и зарубежный материал о влиянии степени диффузорности потоков в каналах колеса, аналитический и экспериментальный материал о работе безлопаточных и лопаточных диффузоров. Рассматривается работа компрессоров на нерасчетных режимах. Анализируются условия повторяемости характеристик модулируемых машин. Даются рекомендации по приближенному пo t,бy моделирования. [c.2]

При постоянной угловой скорости вращения лопаточного колеса связь между производительностью и развиваемым давлением устанавливается напорной характеристикой венгалятора, указываемой для промышленных вентиляторов в справочниках и каталогах. Пример характеристики расход-напор показан на рис. 4.18. На характеристике наносятся также линии равных КПД, что позволяет проводить подбор вентилятора с учетом оптимальных режимов его работы. [c.139]

Точность определения коэффициента теоретической работы прп малых углах р2л можно увеличить, если вместо лопаточного угла в формулу (4.2) подставлять эффективный угол найденный из (4.1). Сопоставление опытных и расчетных зависимостей (см. рис. 4.9) показывает, что прн Р-2Л < 45° расчет по рг,)ф дает лучшую сходимость с экспериментом, а при Ргп = 45-ь 63° расчеты по Рзл и ргэф дают близкие результаты, удовлетворительно согласующиеся с опытом. Это дает основание рекомендовать использование угла ра ф в формуле Стодолы при Р-2Л с 63°. Основной недостаток формулы Стодолы состоит в том, что она не учитывает влияние течения при входе в колесо. Как показано в ряде исследований, проанализированных [c.140]

Турбокомпрессоры — это высоконапорные центробежные компрессорные машины, которые в настоящее время широко применяются во всех отраслях химической промышленности для сжатия и нагнетания различных газов, газовых смесей и воздуха. Существует много типов и марок турбокомпрессоров. Все они работают по одному принципу и имеют общие элементы конструктивного исполнения. Проточная часть любого турбокомпрессора состоит из входного патрубка центробежных ступеней и выходного патрубка. Центробежная ступень состоит из рабочего колеса и неподвижных эле-менто ) — безлопаточного и лопаточного диффузоров, обратного напразляющего аппарата. Турбокомпрессоры бывают одно-, двух-и многоцилиндровые. Валы роторов отдельных цилиндров соединяются зубчатыми муфтамн. Для увеличения числа оборотов ротора компрессора используют редукторы. Турбокомпрессорные агрегаты с приводом от газовых и паровых турбин выполняют без редукторов. [c.283]

Представляется, что правильность этого утверждения должна быть проверена на более обширном экспериментальном материале. Это подтверждается тем, что в той же работе Б. Эккерт приводит результаты исследований В. Брауна и Г. Бредшоу, согласно которым форма поперечного сечения улитки почти не оказывает влияния на характеристику ступени (см. рис. 369, работа [45]). На Невском машиностроительном заводе им. В. И. Ленина были исследованы ступени, в которых одно и то же колесо работало с улитками различной формы сечения (трапециевидного и грушевидного) с различными углами расхождения боковых стенок, рассчитанных разными способами. В результате проведенных испытаний установлено следующее [38]. Улитки, рассчитанные по закону изменения скоростей, отличному от = onst, имели наиболее неблагоприятные результаты. Улитки, рассчитанные по закону СцГ = onst, при некоторых поправках к расчетному значению расхода показали хорошие результаты. Эти поправки сводятся к следующему. При отсутствии лопаточного диффузора [c.240]

Если же на пути между выходом из направляюгцего устройства первой ступени и входом и рабочее колесо второй ступени расположить лопаточное направляющее устройство, обеспечивающее радиальный вход в рабочее колесо второй ступени, то последнее будет работать столь же эффективно, как и рабочее колесо первой ступени, передавая жидкости удельную энергию, определяемую по выражению (3-8). [c.59]

Турбинные компрессоры относятся к классу лопаточных машин и могут быть центробежного или осевого типа. Как в центробежных, так и в осевых машинах сжатие газа осуществляется путем сообщения ему лопатками машин большой кинетической энергии, преобразуемой затем в работу сжатия газа. Разница состоит в том, что в центробежных машинах поток газа под давлением лопаток перемещается к периферии, в то время как в осевых лопатки заставляют поток перемещаться вдоль оси машины. Эта разница обусловлена различной формой и конструкцией лопаток. В центробежных машинах лопатки крепятся к укрепленному на валу компрессора основному диску и закрыты, в большинстве случаев, покрывающим диском (кольцом). Газ, поступающий на рабочее колесо в осевом направлении, изменяет, встречаясь с основным диском, свое направление на радиальное и попадает на лопатки колеса. В осевых компрессорах рабочие колеса дисков не имеют. Они представляют собой втулку, к которой прикреплены консольные лопатки. [c.257]

На раннем этапе развития центробежных насосов способность перекачивать жидкости объясняли воздействием центробежных сил. Позднее границы класса лопаточных насосов были расширены и в него включены осевые насосы, но объяснить работу осевых насосов центробежным действием рабочего колеса было невозможно. Однако осевые насосы нельзя рассматривать и как отдельный класс насосов, так как в гидравлическом отношении они являются предельным случаем для неперерьшного ряда типов насосов. [c.25]

Крупнейшая в мире установка для аккумулирования энергии расположена на реке Хивасси в Северной Каролине, США 10]. Потребляемая мош,ность в насосном режиме 75 ООО кет, отдаваемая мощность в турбинном режиме 88 ООО кет. Скорость вращения принята одинаковой по величине для обоих режимов (106 об/мин.), что является промежуточным значением между оптимальными числами оборотов для турбины и насоса при некотором ухудшении к. п. д. Использование поворотных лопаток в лопаточном направляющем аппарате позволило сблизить оптимальные условия работы для обоих режимов. Подача в насосном режиме 400 ООО м час при напоре 62 м. Диаметр рабочего колеса 6,7 м. [c.280]

Гидравлические способы их уравновешивания основаны на принципе создания симметрии поперечных сил при всех режимах работы насоса. Увеличение числа каналов, отводящих поток от колеса, до двух, так что каждый канал охватывает дугу 180° на выходе потока из колеса, уже приводит к симметрии поперечных сил. Силе, возникающей по дуге в 180° с одной стороны колеса, всегда соответствует теоретически равная ей по величине и обратная по направлению сила с другой стороны. Аналогично при трех и более каналах по окружности возникаетсистемацентральных сил, равных по величине и расположенных под равными углами. Равнодействующая таких систем центральных сил равна нулю. В случае применения лопаточного отвода число каналов всегда не менее двух и поперечные силы, действующие на колесо, уравновешены. В многоступенчатых насосах со спиральными отводами целесообразно устройство двух отводов на каждое колесо (рис. 132), причем каждый из них расположен на дуге в 180°. Такой тип спирального отвода является переходной формой к лопаточному отводу. В крупных одноступенчатых насосах сдваивание спирального отвода может быть произведено по схеме, представленной на рис. 133. [c.225]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология