Радиальная лопаточная решётка центробежного колеса

Изобретение может использоваться в центробежных насосах, вентиляторах и компрессорах, рабочие колеса которых имеют радиальные лопаточные решетки. Изобретение минимизирует потери напора в таких лопаточных решетках за счет задания оптимальной формы средней линии лопаток. Потери напора минимизируются благодаря тому, что при рекомендуемой изобретением форме средней линии лопаток абсолютное течение рабочей среды в области решетки в радиальной плоскости происходит по дугам окружности. Рекомендуемая оптимальная форма средней линии лопаток рассчитывается в каждом конкретном случае исходя из геометрических и газодинамических параметров рабочего колеса по приведенному в изобретении соотношению. 2 ил.

 

Изобретение относится к энергетическим турбомашинам и может использоваться в рабочих колесах центробежных насосов, вентиляторов и компрессоров.

Известны радиальные лопаточные решетки центробежных колес с радиусными лопатками, т.е. с такими лопатками, средние линии которых очерчены по радиусу (с. 157-158 в книге С.П. Лившица "Аэродинамика центробежных компрессорных машин". - М. - Л.: Машиностроение, 1966 г.). Недостаток таких решеток состоит в больших потерях напора.

Указанный недостаток отчасти устранен в решетках, лопатки которых - не радиусные. Известная радиальная лопаточная решетка центробежного колеса (а.с. СССР №479398, МПК F04D 29/28, 1971 г.) содержит расположенные равномерно по окружности лопатки с входными и выходными кромками. Средняя линия каждой лопатки представляет собой специальную сложную кривую. Благодаря этому потери напора в решетке меньше, чем при радиусных лопатках.

Недостаток известной радиальной лопаточной решетки центробежного колеса заключается в том, что потери напора не минимальны.

Целью настоящего изобретения является минимизация потерь напора в радиальной лопаточной решетке центробежного колеса за счет задания такой формы средней линии лопатки, при которой средняя линия лопатки неподвижной лопаточной решетки, эквивалентной лопаточной решетке колеса по абсолютным скоростям рабочей среды, представляет собой дугу окружности.

Указанная цель достигается тем, что в известной радиальной лопаточной решетке центробежного колеса, содержащей расположенные равномерно по окружности лопатки с входными и выходными кромками, текущая угловая координата точек средней линии каждой лопатки определяется соотношением

в котором

υ - текущая угловая координата точек средней линии лопатки, отсчитываемая от входной кромки лопатки против направления вращения;

ω - угловая скорость вращения;

V - объемный расход рабочей среды через решетку;

R - текущий радиус;

R1 - радиус средней окружности входа в решетку:

bср, δcp и βл.ср - средние на участке лопатки от R1 до R соответственно ширина лопатки, толщина лопатки и угол между средней линией лопатки и обратным направлением окружной скорости;

z - число лопаток в решетке;

ρ - радиус средней линии лопатки неподвижной лопаточной решетки, эквивалентной лопаточной решетке колеса, определяемый по формуле

в которой

R2 - радиус окружности выхода из решетки;

b2 - ширина лопатки на выходе из решетки;

β - угол между средней линией лопатки и обратным направлением окружной скорости на выходе из решетки.

Данное техническое решение соответствует критерию "существенные отличия", так как оно базируется на анализе абсолютного течения рабочей среды (течения в неподвижной лопаточной решетке, эквивалентной лопаточной решетке колеса), в то время как известные технические решения базируются на анализе относительного течения (течения относительно вращающихся лопаток лопаточной решетки колеса).

На фиг. 1 изображена радиальная лопаточная решетка центробежного колеса, меридиональная проекция; на фиг. 2 - радиальный разрез А-А на фиг. 1 с изображением тонкими линиями и без штриховки неподвижной лопаточной решетки, эквивалентной лопаточной решетке колеса.

Радиальная лопаточная решетка центробежного колеса содержит лопатки 1, расположенные равномерно по окружности (на фиг. 2 изображены только две лопатки из общего числа их z). Каждая лопатка 1 имеет входную 2 и выходную 3 кромки. Каждые две соседние лопатки 1 образуют межлопаточный канал 4.

Текущая угловая координата υ точек средней линии 5 каждой лопатки 1, отсчитываемая от входной кромки 2 лопатки 1 против направления вращения, соответствует соотношению (1).

Радиальная лопаточная решетка центробежного колеса работает следующим образом.

При вращении колеса лопатки 1 перемещают рабочую среду от окружности 6 входа в решетку к окружности 7 выхода из решетки. В процессе этого перемещения рабочей среды увеличивается ее давление. Одновременно, благодаря приданию лопатками 1 рабочей среде закрутки сu, возрастает абсолютная скорость с рабочей среды и уменьшается угол α между вектором абсолютной скорости с и окружной скоростью u. Вследствие уменьшения угла α абсолютные линии тока 8 рабочей среды изгибаются в направлении вращения. В этом же направлении изогнуты лопатки 9 неподвижной лопаточной решетки, эквивалентной лопаточной решетке колеса.

Течение рабочей среды через лопаточную решетку колеса сопровождается потерями напора. Они могут быть рассчитаны как потери напора или во вращающемся межлопаточном канале 4, или в неподвижном канале 10, образованном неподвижными лопатками 9. Второй способ проще, так как канал 10 является неподвижным и конфузорным, в то время как канал 4 - вращающийся и диффузорный.

Согласно методу расчета потерь напора в неподвижных изогнутых каналах сложной формы (см. статью "Оценочный метод расчета потерь в криволинейных каналах сложной формы" в Межвузовском сборнике "Повышение эффективности холодильных машин и установок низкопотенциальной энергетики". - СПб ГАХПТ, 1993) потери напора в канале 10 и, значит, в радиальной лопаточной решетке центробежного колеса представляют собой сумму трех составляющих: потерь трения, конфузорных потерь при обтекании рабочей средой входных кромок лопаток 9 и потерь, обусловленных изогнутостью канала 10. Из этих составляющих суммарных потерь напора зависящими от формы средней линии 11 лопатки 9 являются только потери трения и потери, обусловленные изогнутостью канала 10.

Потери трения в канале 10 тем меньше, чем меньше длина средней линии 11 лопатки 9. Потери, обусловленные изогнутостью канала 10, тем меньше, чем меньше угол Ω изогнутости лопатки 9 и максимум локальной кривизны средней линии 11 лопатки 9. Если средняя линия 11 лопатки 9 представляет собой дугу окружности, то длина и угол Ω минимальны, а максимум локальной кривизны средней линии 11 лопатки 9 вообще отсутствует. Следовательно, форма средней линии 11 лопатки 9 в виде дуги окружности обеспечивает минимум потерь напора в лопаточной решетке колеса.

В настоящем изобретении форма средней линии 11 лопатки 9 в виде дуги окружности обеспечивается заданием текущей угловой координаты υ точек средней линии 5 лопатки 1 лопаточной решетки колеса в соответствии с соотношением (1). Это доказывается следующим образом.

Координата υ, представляющая собой угловое перемещение частицы рабочей среды относительно входной кромки 2 лопатки 1, равна разности переносного углового перемещения γ и абсолютного углового перемещения φ (см. фиг. 2):

Угол γ есть произведение угловой скорости вращения со и времени τ, за которое рабочая среда проходит участок лопаточной решетки колеса от R1 до R:

Время τ определяем делением расстояния (R-R1) на среднюю радиальную составляющую абсолютной скорости рабочей среды (сr)ср на участке решетки колеса от R1 до R:

Скорость (сr)ср находим делением объемного расхода V рабочей среды через решетку на среднюю площадь Fcp проходного сечения решетки на участке ее от R1 до R:

Из элементарных геометрических соображений

где bср, δср и βл.ср - геометрические параметры лопатки, разъясненные выше в пояснениях к соотношению (1).

С учетом соотношений (5), (6) и (7) выражение (4) для угла γ приобретает вид

Фигурирующее в (2) абсолютное угловое перемещение ϕ определяем из вспомогательных построений к лопатке 9 на фиг. 2.

Из ΔOAD по теореме косинусов

Из ΔCAD также по теореме косинусов

Приравнивая (9) и (10), имеем

Из ΔCDE по теореме синусов

.

Отсюда

Поскольку из тригонометрии известно, что , то, принимая во внимание (12),

.

Подставляя это в (11), получаем уравнение для определения ϕ:

Делим все члены этого уравнения на 2ρ2:

.

Переносим квадратный корень в левую часть уравнения, а все остальные члены сосредотачиваем в правой части:

Возводим в квадрат обе части уравнения:

Путем алгебраических преобразований (13) получаем следующее квадратное уравнение относительно cosϕ:

Отсюда, по правилам решения квадратных уравнений,

,

и, следовательно,

Если теперь (14) и (8) подставить в (3), то получится соотношение (1). Таким образом, соотношение (1) доказано.

Формула (2) для радиуса ρ, который многократно фигурирует в правой части соотношения (1), обосновывается следующим образом.

Из ΔОВС на фиг. 2 по теореме косинусов

так как ε=α2∞ ввиду того, что вектор абсолютной скорости с2∞, соответствующей бесконечному числу лопаток, касателен к средней линии 11 лопатки 9 на выходе из решетки, т.е. перпендикулярен СВ.

Из прямоугольного ΔОАС

Приравнивая (15) и (16), имеем

R222 - 2R2ρcosα2∞=R122.

Отсюда

Из треугольников скоростей у выходной кромки лопатки 9 на фиг. 2

Из треугольников скоростей у выходной кромки 3 лопатки 1 на фиг. 2

C2u∞=u2 - C2rctgβ.

Подставляем это в (18) и выполняем необходимые преобразования:

Если теперь (19) подставить в (17), то получится формула (2). Таким образом, формула (2) доказана.

Радиальная лопаточная решетка центробежного колеса, содержащая расположенные равномерно по окружности лопатки с входными и выходными кромками, отличающаяся тем, что текущая угловая координата точек средней линии каждой лопатки определяется соотношением

,

в котором

υ - текущая угловая координата точек средней линии лопатки, отсчитываемая от входной кромки лопатки против направления вращения;

ω - угловая скорость вращения;

V - объемный расход рабочей среды через решетку;

R - текущий радиус;

R1 - радиус средней окружности входа в решетку:

bср, Sср и βл.ср - средние на участке лопатки от R1 до R соответственно ширина лопатки, толщина лопатки и угол между средней линией лопатки и обратным направлением окружной скорости;

z - число лопаток в решетке;

,

где R2 - радиус окружности выхода из решетки;

b2 - ширина лопатки на выходе из решетки;

β - угол между средней линией лопатки и обратным направлением окружной скорости на выходе из решетки.



 

Похожие патенты:

Блок (10) вентилятора включает в себя корпус (20) с входным отверстием (70), входным отверстием (60) вентилятора и выходным отверстием (80). Блок вентилятора дополнительно включает в себя крыльчатку (30) и электродвигатель (40).

Изобретение предназначено для использования в вентиляторостроении. Рабочее колесо содержит основной диск 1 с законцовками 7 диаметром D3=(1,01…1,02)D2 внешнего диаметра D2 лопаток 4 в точках примыкания к нему, покрывной диск 2 с законцовками 8 диаметром D4=(1,05…1,1)D2.

Заявленное техническое решение относится к области компрессоростроения, а именно к рабочим колесам центробежных компрессоров. При работе центробежного компрессора газу, поступающему в межлопаточные каналы, передается кинетическая энергия вращающегося рабочего колеса.

Предложен центробежный компрессор для выполнения технологического процесса над влажным газом. Центробежный компрессор содержит корпус и по меньшей мере одну ступень, содержащую по меньшей мере одно рабочее колесо (100), расположенное с возможностью вращения в корпусе и имеющее ступицу (107) и лопатки (111), причем каждая лопатка рабочего колеса имеет сторону пониженного давления и сторону повышенного давления.

Центробежная турбомашина, содержащая корпус, роторный узел, содержащий по меньшей мере одно центробежное рабочее колесо для текучей среды, проходящей от впускной стороны рабочего колеса к его выпускной стороне, и уплотнение входного отверстия, проходящее между входным отверстием центробежного рабочего колеса и корпусом и предназначенное для предотвращения протечки текучей среды между корпусом и центробежным рабочим колесом.

Изобретение относится к области турбостроения, а именно к изготовлению рабочих колес центробежных компрессоров. Рабочее колесо центробежного компрессора включает рабочие лопатки, опорное кольцо и покрывной диск, при этом опорное кольцо состоит из металлического сепаратора опорного кольца и композиционного материала, а покрывной диск состоит из металлического сепаратора покрывного диска и композиционного материала.

Изобретение относится к роторам турбомашин, используемых в авиации. Барабан ротора турбомашины, содержащий корпус в форме полого цилиндрического тела вращения вокруг продольной оси и выполненный в нем один и более венец со средствами для крепления хвостовиков лопаток, расположенных по наружной поверхности через равные промежутки в поперечном направлении, при этом корпус содержит металломатричный композит с перекрестной укладкой армирующих волокон, средства для крепления хвостовиков лопатки выполнены в виде корневого элемента под сварку по форме профиля лопатки, а металломатричный композит сформирован по всей наружной поверхности тела вращения слоем толщиной, не превышающей высоту корневого элемента.

Изобретение относится к роторам турбомашин, используемых в авиации. Барабан ротора турбомашины выполнен в форме полого цилиндрического тела вращения вокруг продольной оси с одним и более венцами, со средствами для крепления хвостовиков лопаток, расположенных через равные промежутки по наружной поверхности, при этом барабан выполнен из металломатричного композита с перекрестной укладкой армирующих волокон, а средства для крепления хвостовиков лопаток выполнены в виде корневых элементов под сварку по форме профиля лопатки, при этом на внутренней поверхности барабана из композита выполнены наплывы, фланцы или цапфы с закладными элементами под сварку, причем наплывы расположены под корневыми элементами.

Изобретение относится к области центробежных компрессоров и конкретнее к крыльчатке центробежного компрессора, причем эта крыльчатка имеет диск и лопатки, прикрепленные к диску на передней поверхности диска.

Изобретение относится к турбомашинам и может использоваться в рабочих колесах, лопаточных диффузорах и обратно-направляющих аппаратах центробежных компрессоров, нагнетателей, вентиляторов и насосов.

Настоящее изобретение относится к интегрированному вентиляционному аппарату для подвальных помещений. Он включает в себя: приточный вентилятор, установленный в отверстии для подачи воздуха каждого яруса подвального помещения; вытяжной вентилятор, установленный в выпускном воздушном отверстии на каждом ярусе, направленный в воздухоотводящий канал подвального помещения; множество промежуточных вентиляторов, установленных на потолке каждого яруса подвального помещения; и контроллер, получающий электрические сигналы от датчиков, равномерно распределенных по потолку каждого яруса, для общего контроля вентиляторов; приточный вентилятор и вытяжной вентилятор, включающие цилиндрический вентилятор, установленный в полигональной колоннообразной раме, при этом по меньшей мере один из приточного вентилятора и вытяжного вентилятора дополнительно снабжен противопожарной заслонкой, которая открывается или закрывается в зависимости от того, работает вентилятор или нет, и которая может быть принудительно закрыта с помощью предохранителя, срабатывающего при определенной температуре, при этом по меньшей мере один из приточного вентилятора и вытяжного вентилятора дополнительно снабжен распылительными соплами, которые всасывают воду под действием разрежения создаваемого воздушного потока для мелкодисперсного распыления воды.

Изобретение относится к насосостроению, а именно к погружным скважинным электрическим насосам, и может быть использовано при производстве электродвигателей к ним.

Рабочая лопатка турбомашины выполнена с возможностью прикрепления к роторному колесу одной ступени турбомашины и имеющая по меньшей мере одну характеристику, включающую по меньшей мере одно из следующего: ширину шейки, длину платформы, угол между точкой перегиба указанной платформы и краем платформы или указанной шейкой, высоту платформы, высоту хвостовика, ширину хвостовика и окружную ширину монтажного основания рабочей лопатки.

Изобретение относится к области производства погружных скважинных электрических насосов и компрессоров. Устройство охлаждения и защиты от твердых частиц торцевого уплотнения погружного электродвигателя, соединенного соединительной муфтой с насосом, имеет на наружной цилиндрической поверхности муфты пескосбрасыватель, а в нижней части муфты - полый цилиндр.

Группа изобретений касается вертикального осевого насоса и его технического обслуживания. Насос содержит наружную корпусную часть (1) и внутреннюю корпусную часть (2), в которой установлен вал (10), несущий на себе лопастное колесо (4).

Металлический корпус насоса с облицовкой из фторалкокси-полимера (PFA), применяемый при работе с вызывающими коррозию жидкостями, содержит всасывающую камеру с облицовкой из PFA, а также спиральную камеру с облицовкой из PFA для размещения в ней рабочего колеса.

Изобретение относится к области насосостроения и может быть использовано при изготовлении погружных центробежных насосных агрегатов, предназначенных для комплектации насосных установок, используемых в нефтедобывающей и других отраслях при подъеме и перекачивании среды.

Вентилятор-нагнетатель с боковым каналом включает корпус (12) с отверстием (14) для вала, через которое проходит вращающийся вокруг оси (А) вращения (20) электродвигателя вентилятора-нагнетателя, причем вал (20) электродвигателя по отношению к корпусу (12) вентилятора-нагнетателя установлен с помощью подшипника (32) вала, причем подшипник (32) вала включает жестко установленное на валу (20) электродвигателя внутреннее кольцо (34) подшипника и жестко установленное в корпусе (12) вентилятора-нагнетателя наружное кольцо (36) подшипника.

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в системах терморегулирования изделий авиационной и ракетной техники. Электронасосный агрегат содержит корпус (1) и установленные в нем электродвигатель (4) и двухопорный полый вал (5) насоса с по крайней мере одним рабочим колесом (6), связанный с валом (9) электродвигателя (4) через торсионный вал (10).

Изобретение относится к области машиностроения, в частности к конструкциям винтовых насосов, предназначенных для перекачивания различных жидкостей. Винтовой насос состоит из цилиндрического корпуса, внутри которого соосно с ним расположен вал, снабженный объемной винтовой нарезкой.

Изобретение относится к вентиляторам, компрессорам и движителям аппарата вертикального взлета и посадки. Техническим решением является использование энергии всей ускоряемой массы газа как в осевом, так и в радиальном направлениях. Профиль вращающихся лопаток содержит качество как осевого так и радиального вентилятора, а профиль и направление линии кромок неподвижных лопаток ориентировано к входящему потоку таки образом, при котором исходящий из них газ направляется параллельно оси вращения вентилятора или в ином направлении. Изобретение повышает КПД и пропускную способность механизма. 3 з.п. ф-лы, 2 ил.

Изобретение может использоваться в центробежных насосах, вентиляторах и компрессорах, рабочие колеса которых имеют радиальные лопаточные решетки. Изобретение минимизирует потери напора в таких лопаточных решетках за счет задания оптимальной формы средней линии лопаток. Потери напора минимизируются благодаря тому, что при рекомендуемой изобретением форме средней линии лопаток абсолютное течение рабочей среды в области решетки в радиальной плоскости происходит по дугам окружности. Рекомендуемая оптимальная форма средней линии лопаток рассчитывается в каждом конкретном случае исходя из геометрических и газодинамических параметров рабочего колеса по приведенному в изобретении соотношению. 2 ил.

Наверх