Профилирование проточной части

Радиус цилиндрической поверхности лопатки R _л определяется как [1]:

, м. (2.1)

Радиус окружности, на которой расположены центры дуг лопаток, рассчитывается по соотношению [1]:

, м. (2.2)

Длина лопатки:

, м, (2.3)

где α – угол (в градусах), под которым лопатка видна из центра окружности радиуса R _л.

Спиральную форму улитки получают по методу конструкторского квадрата сопряжением дуг окружностей разного радиуса (Рис. 4).

 

Рис. 4. Улитка [2]

1 – обечайка; 2 – язык

Радиусы окружностей определяются по соотношениям [2]:

Сторона квадрата a в четыре раза меньше раскрытия спирального корпуса A. Величину раскрытия улитки А определяют из соотношения:

, м (2.4)

где Q – подача, м³/с; С _а = (0,6 ¸ 0,75) С _{2 u} – средняя скорость газа в улитке, м/с; Степень изменения скорости оценивается коэффициентом изменения скорости k ₁. Сечение выходного отверстия вентилятора характеризуется длиной C и шириной улитки B. Последняя приблизительно равна удвоенной ширине лопатки при входе потока B ≈ 2 b ₁

Расчет дисков. Прочностные характеристики дисков определяются тангенциальными (окружными) напряжениями, возрастающими по направлению к центру диска [11]:

, МПа. (2.5)

Здесь D ₂ – наружный диаметр колеса, мм; n – частота вращения, об/мин; вес лопаток, кгс; δ_л – толщина лопаток, м; ρ – плотность материала лопаток, кг/м³ (принимать 7850 кг/м³); z – число лопаток.

Максимальное значение коэффициента нагрузки от лопаток принимают равны для основного диска , для покрывного .

Первое слагаемое в соотношении (2.5) соответствует напряжению, возникающему в самом диске под действием центробежных сил.

Второе слагаемое отвечает добавочному напряжению, связанному с боковой нагрузкой от лопаток.

Коэффициенты k _с и k ₁ определяются по номограмме (рис. 5) в зависимости от геометрических характеристик колеса D ₁ – диаметра установки лопаток при входе потока, мм; D _р – диаметра расточки диска, мм; D ₂ – наружного диаметра колеса, мм.

Рис. 5. Номограмма для определения k _с и k ₁ [11]

Здесь ε = D _р/ D ₂; e = D ₁/ D ₂;

Для покрывного диска D _р ≈ D ₀. Для основного диска D _р ≥ D _ст, где D _ст = (1,6 ÷ 2,0) D _в – диаметр ступицы колеса, мм.

Максимальное значение коэффициента нагрузки от лопаток принимают для основного диска , для покрывного . Первое слагаемое в соотношении (5.1) соответствует напряжению, возникающему в самом диске под действием центробежных сил.

Второе слагаемое отвечает добавочному напряжению, связанному с боковой нагрузкой от лопаток.

Расчет рабочих лопаток. Рабочие лопатки являются наиболее напряженными деталями рабочего колеса. Под действием нагрузки от центробежных сил возможна деформация лопаток по всей длине и местные разрушения – вырыв участка лопатки.

Прочность лопаток практически полностью определяется нагрузкой от действия центробежных сил собственной массы, поскольку нагрузки от деформации дисков и перепада давления на лопатке относятся к величинам второго порядка малости.

Достоверный расчет лопаток на прочность затруднителен из-за упрощающих расчетную схему допущений. Обычное представление лопатки балкой, работающей на изгиб, возможно только при ее достаточной относительной ширине:

, м (2.6)

Экспериментальные исследования напряжений в лопатках серийных ТДМ показывают, что на отдельных участках напряжения могут превосходить предел текучести стали без снижения эксплуатационной надежности машины. По этой причине вместо расчета напряжений целесообразна оценка работоспособности ТДМ на основании показателя, отражающего как жесткость, так и прочность лопаток [11].

(2.7)

где D ₂,– наружный диаметр колеса, мм; b ₂ – ширина лопатки при выходе потока, мм; δ_л, мм – толщина лопатки; n – частота вращения, об/мин.

Если коэффициент работоспособности отвечает условию k _л ≤ 250, режим работы лопатки отвечает требованию надежности. В противном случае толщину лопатки необходимо увеличить.

 

 

Литература

1. Левин И. М., Боткачик И. А. Эксплуатация тягодутьевых машин тепловых электростанций. М.: Энергия, 1977. 272 с.

2. Соломахова Т. С., Чебышева К. В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 176 с.

3. ГОСТ 8032–84 Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел.

4. Вахвахов Г. Г. Энергосбережение и надежность вентиляторных установок. М.: Стройиздат, 1989. 176 с.

5. ГОСТ 5976–90 Вентиляторы радиальные общего назначения.

6. ГОСТ 15150–69 Машины, приборы и другие технические изделия. Исполнение для различных климатических районов.

7. ГОСТ 9725–82 Вентиляторы центробежные дутьевые котельные. Общие технические условия.

8. Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). / Под ред. С. И. Мочана. Л.: Энергия, 1977. 256 с.

9. Алиев И. И. Электротехнический справочник. – 5-е изд. стереотип. М.: ИП РадиоСофт, 2010. 384 с.

10. Шерстюк А. Н. Насосы, вентиляторы и компрессоры. Учеб. Пособие для втузов. М.: Высшая школа, 1972. 344 с.

11. Боткачик И. А. Модернизация и ремонт тягодутьевых машин электростанций. М.: Энергоатомиздат, 1988 г. 106 с.

12. Каталог–справочник ЗАО ПО “Бийскэнергомаш ”

13. http://files.03-ts.ru/n_k/katalog_biskenergomash.exe