Угол лопаток на выходе из колеса

Рассматривая величины абсолютных скоростей на выходе, построенные при одинаковых значениях 2 и СУг, видим, что наибольшее значение скорости С2 получается в лопатках, загнутых вперед. Превращение кинетической энергии в потенциальную после выхода жидкости из рабочего колеса сопровождается тем большими гидравлическими потерями, чем больше скорость С2. Следовательно, насосы, имеющие рабочие колеса с загнутыми вперед лопатками, обладают наименьшим гидравлическим к. п. д., а насосы, у которых рабочие колеса с Р2<90°, — наибольшим гидравлическим к. п. д. Вот почему в центробежных насосах применяют исключительно лопатки, отогнутые назад. Что касается напора, который при этих лопатках меньше, чем при лопатках, загнутых вперед, то увеличение его достигается применением многоступенчатых насосов или увеличением числа оборотов. В большинстве конструкций центробежных насосов угол Р2 колеблется в пределах от 14 до 60°. [c.152]

Угол между относительной скоростью н и обратным направлением окружной скорости и обозначим р и назовем его конструктивным (его величина определяется конструкцией лопатки). Соответственно Р] — конструктивный угол на входе Р2 — конструктивный угол на выходе. Угол между векторами абсолютной скорости с и окружной и обозначим а и назовем технологическим (его величина зависит от технологических параметров работы насоса производительности, частоты вращения рабочего колеса и т.д.). Соответственно 1 — технологический угол на входе жидкости на лопатку, аг — технологический угол на выходе. [c.298]

Угол лопатки колеса на выходе Р2. (1.56) 42,5 [c.65]

В современных турбокомпрессорах скорость на выходе из рабочего колеса достигает 300 м/сек, а давление, создаваемое одним колесом, 0,3—0,5 кГ/см , т. е. степень сжатия 1,3—1,5. Лопатки рабочих колес обычно отогнуты назад. Выходной угол рабочих колес равен 40—60°, а для компрессоров малой производительности и последних ступеней высокого давления компрессоров малой и средней производительности 15—30°. [c.472]

Напор, создаваемый лопаткой колеса, характеризуется углом наклона Да на выходе. Угол лопатки может быть принят мень- [c.129]

Угол лопатки на входе имеет второстепенное значение по сравнению с оптимальными соотношениями размеров канала тем не менее при расчете направляющего аппарата для определения этого угла рекомендуется первоначально исходить из треугольника скоростей на выходе из колеса. [c.131]

Для упрощения примем, что лопатки рабочего колеса, как показано на рис. 57, расположены строго радиально. Построив параллелограм скоростей, находим скорость сх в точке А при входе жидкости в рабочее колесо, направленную под углом й1, и С2 в точке В при выходе жидкости из рабочего колеса, направленную под углом Абсолютный путь движения жидкости на рис. 57 изображен кривой ЛЛ. / Чтобы жидкость поступала колесо без толчков, ведущих к большим потерям напора, она должна вступить в рабочее колесо под углом а-и в силу чего в большинстве случаев лопатки делают не прямыми, а загнутыми назад, как это и показано на рис. 51, причем угол берут равным 90°. Таким же образом, во избежание потерь напора за счет толчков, жидкость должна покидать лопатки, двигаясь под углом 42, причем при выполнении лопаток величину угла аа принимают равной от 10 до 15°. [c.112]

Качество действительной характеристики Q — Я центробежного насоса при работе на воде (восходящая или нисходящая) не может определяться формулой (3.3), поскольку угол выхода лопатки из колеса центробежного насоса р не бывает более 90°. Это качество зависит от характера движения жидкости в межлопаточном канале, числа лопаток колеса и коэффициента быстроходности насоса. На рис. 3.2 приведены рабочие характеристики центробежного насоса ЦС-65 при работе на воде с различным числом лопаток в колесе z. При испытании рабочего колеса с числом лопаток z = 12 рабочая характеристика Q — Н (1) имеет восходящий участок, при z = 6 максимум рабочей характеристики 2 перемещается ближе к оси напоров, а при испытании насоса с числом лопаток а колесе z = 3 рабочая характеристика 3 нисходящая. Таким образом, качество характеристики можно регулировать числом лопаток z при z < Zkp получаются нисходящие характеристики при z > z p — характеристики с восходящим участком. Восходящий участок А В напорной характеристики Q — Н (см. рис. 3.1, б) определяет неустойчивый режим работы насоса. Такие характеристики насосов нежелательны вследствие возможности возникновения гидравлических ударов в напорной линии при малых подачах насоса, соответствующих участку АВ. [c.40]

При расчете приходится на основании экспериментальных данных или из конструктивных, или расчетных соображений задаваться рядом величин, таких как политропический к. п. д. ступени т]полу угол лопатки при выходе из колеса Рзл. коэффициент [c.134]

Для треугольника скоростей на выходе из колеса обычно бывают известны величина переносной скорости и 2, угол лопаток и угол потока в абсолютном движении а . Предполагается, кроме того, что направление относительной скорости на выходе из колеса совпадает с направлением касательной к средней линии выходной кромки лопаток. Угол лопатки принимается равным углу потока. Ввиду малости скоростей в начальном, и выходном сечениях статические параметры газа в них считаются равными параметрам заторможенного потока. [c.253]

Исходные для расчета величины угол потока на выходе из направляющего аппарата ai = = 12-н25° угол лопатки на входе в колесо Pi 40н-90°, предпочтительно Pi 90° угол лопатки на выходе из колеса Ра — 30ч-40° приведенный диаметр колеса а = 0,3 0,5 угол потока на выходе из колеса аа 70- 120°, предпочтительно а 90° число сопел направляющего аппарата 21-4-36 (для малых турбодетандеров может быть значительно меньше) конструктивные соотношения k -, и др., намечаемые соответственно сделанным рекомендациям скоростные коэффициенты ф и "ф и ориентировочное значение [c.296]

Выходной угол лопаток центробежного колеса следует принимать равным р2л Радиальные на выходе лопатки обеспечивают наибольшую прочность, так как центробежные силы инерции не дают изгибающего момента и лопатки работают только на разрыв. [c.58]

Центробежные компрессоры и газодувки называют турбокомпрессорами и турбогазодувками, В турбомашинах, как и в центробежных насосах, газ поступает в рабочее колесо (см. рис. 2.7), закрепленное на валу. Колесо с лопатками и направляющим аппаратом вращается в кожухе, отбрасывая газовый поток к стенкам и далее в нагнетательный трубопровод. Для получения значительного сжатия газа на валу компрессора размешают несколько рабочих колес (в общем кожухе). Последовательно пройдя через все ступени, сжатый газовый поток выходит в нагнетательный трубопровод через расширяющийся (угол 6—8°) конический патрубок. Прн этом несколько снижается скорость газа а следовательно, н гидравлические сопротивления. [c.104]

Особенность решения прямой задачи состоит в том, что все параметры при входе в колесо (сечение 0) и на лопатки (сечение I) известны, а все параметры прн выходе нз колеса подлежат определению, Поэтому предварительно определяют угол натекания потока па входные кромки лопаток колеса t l "= Рг, — Р,, коэффициент потерь в рабочем колесе по зависи.мости (3,20) и потерянную работу в колесе В качестве первого прибли- [c.93]

Установим зависимость расхода воды от параметров направляющего аппарата и рабочего колеса. Если обозначить расстояние в свету между лопатками через а , угол между направлением окружной скорости и направлением скорости Оо жидкости на выходе из направляющего аппарата через ад, число лопаток направляющего [c.94]

Напор, создаваемый колесом, будет тем больше, чем больше угол наклона лопаток на выходе рг. Несмотря на это, колеса турбовоздуходувок и турбокомпрессоров имеют лопатки с р<90° (т. е. загнутыми по ходу назад), так как такие колеса имеют более высокий к. п. д. [c.364]

Напор, развиваемый центробежным насосом, согласно формуле (3.34а) зависит от технологического угла выхода а2, следовательно и от конструктивного угла Р2 (рис.3.22). Последний определяется формой лопаток и их расположением. Лопатки могут быть плоскими и радиально расположенными, так что Р2 = 90° (рис. 3.22, б). Для лопаток, загнутых назад относительно направления вращения колеса, угол Р2 < 90° (рис. 3.22, а). И, [c.301]

Угол наклона лопаток при выходе обычно принимают от 20 до 25°. Лопатки изготовляют загнутыми назад для того, чтобы уменьшить потери от ударов жидкости при. выходе из колеса, несмотря на то, что при малых углах наклона теоретический напор колеса снижается. [c.54]

Для сравнительно низких для колес с радиальными и пространственными лопатками угол выхода выправляющего аппарата принимается равным 90°, а для осевых насосов 100—105°. [c.344]

Угол входа лопатки направляющего аппарата изменяется в пределах 12—60° для 3= 00 1000. Угол выхода принимается равным 90°. Расстояние между центрами колес двух ступеней Ь [c.83]

Аналогично обозначениям, принятым для рабочего колеса, скорость входа жидкости на лопатку направляющего аппарата будем обозначать через Сз и угол между скоростью Сз и касательной к лопатке направляющего аппарата аз (угол щ несколько больше расчетного а), и соответственно скорость выхода из лопатки направляющего аппарата С4 и угол выхода а . [c.161]

Рабочие колеса вентиляторов имеют 32 лопатки, загнутые вперед угол лопатки на выходе = 30° ширина колеса составляет 0,4 его наружного диаметра. При работе вентилятора окружная скорость колеса не должна провыша ль 60 м/сек. [c.68]

В связи с этим достаточно лишь упомянуть о том, что конструктивные размеры на входе, т.е. диаметр (рис. 6) входа потока на лопатки, ширина колеса Ь, в этом же месте и угол входа на лотатки, в значительной мере определяют производительность дымососа С. Те же конструктивные размеры на выходе из рабочего колеса Пг, [c.9]

По этому уравнению определяется искомая поступательная скорость на внешней окрунсности, когда заданы углы и / 2, где как видно из фиг. 13, — угол наклона лопатки рабочего колеса к ободу на выходе из колеса. [c.34]

Чересчур близкое расположение языка к внешнему диаметру рабочего колеса может быть причиной кавитации в улитке при увеличенных расходах иасоса и может сопровождаться шумом и вибрацией насоса. Поэтому язык укорачивают на 12—15° против теоретического, который начинается в сечении VIII (рис. 61). Однако при низкой удельной быстроходности укорачивание языка против теоретического увеличивает производительность насоса и смещает точку оптимального к. п. д. в сторону большей производительности. Удлиненный язык для низких пд перекрывает лопатки рабочего колеса на выходе, уменьшая производительность насоса и смещая максимальную точку к. п. д. в сторону меньшей производительности. Угол, образуемый языком, должен быть равным углу потока на выходе из колеса ад, где [c.84]

Выводы теории [6.3] качественно совпадают и количественно близки к методу [52], разработанному для колес с лопатками постоянной ширины, средние линии которых являются логарифмическими спиралями. Межлопаточный канал этих колес всегда является диффузорным Fi/F2 = Di/Di< ), Для конфузорных колес (Fi/F2> ) теория [63] дает качественно новые результаты. Если для диффузорных колес 0 /2г<1 Нт<Нтоо и б>0, то для конфузорных колес метод [63] допускает суш ествование отрицательного угла отклонения б<0, при котором угол потока на выходе колеса оказывается больше угла лопаток Рг>Ргл и, следовательно, возможны значения kz> и kz<0. Другими словами, теоретический напор Ят может превышать теоретический напор при бесконечном числе лопаток Ят >(Ят>Я too) и, в частности, возможны значения Ят>0 при Ятоо<0. Этот важный теоретический вывод подтверждается непосредственными измерениями угла потока на выходе конфузорного колеса (f 1/ 2=2,2) [31]. [c.65]

Определить величину напора центробежного насоса, делающего 950 об/мин. Внутренний диаметр рабочего колеса й — 120 мм внешний диаметр й = 280 лглг угол входа воды в лопатку = 150°, угол выхода воды из лопатки Р 2 = 130°, угол а = 90° [c.139]

Из рис. 7 видно, что наименьшие значения Сги получаются при рабочих колесах с лопатками, загнутыми назад, при которых возможны меньшие величины относительного раскрипия спирали л. Вместе с тем нельзя допускать увеличения потерь давления в спиральном корпусе. Поэтому определяется оптимальный угол раскрытия криволинейного диффузора, образуемого спиральным корпусом. Этот угол, так же как в любом диффузоре, следует вьшолнять близким к 17°. При этом угле раскрытия диффузора потери давления в нем наименьшие [ 12], Конструкция спирального корпуса должна быть такой, чтобы в потоке не образовьшались застойные зоны и в то же время скорость потока не была бы слишком велика, так как гидравлические потери пропорциональны. Как уже указывалось, размер В (см. рис.6) нз жно выбирать так, чтобы угол раскрытия прямолинейного диффузора в = 17 + 18°, что обеспечит снижение динамического давления на выходе из дымососа и минимальные гидравлические потери. [c.12]

Рассмотрим схематизированный поток, протекающий между лопатками колеса (рис. 45). Как можно видеть из различия расстояний между линиями тока, скорости w увеличиваются, если идти по линии ВА. Скорость W2A в точке А будет больше скорости Шв в точке В, так как в точке А воздействие лопасти на жидкость прекратилось, а на протяжении от Б до С давление лопасти на жидкость сохранилось. Скорость Ш2А в точке А будет незначительно отличаться от выровнявшейся за колесом скорости W2, в то же время скорость wb будет меньше скорости W2, поэтому она должна увеличиться при движении частицы к выходу. Следовательно, в области ВСА будет наблюдаться приращение скорости. Так как ширина канала у выхода изменяется мало, то среднюю скорость по линии ВА можно принять равной Шг, которая будет меньше выравнивающейся скорости на выходе шг. Так как W2[c.57]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология