Cтраница 2
Поле скоростей за рабочим колесом весьма неравномерно, что резко снижает эффективность диффузоров. Напорность колес компрессорного типа ( рЛ2 45 - 55) и особенно колес насосного типа ( рл2 20 - 25) относительно невелика. Структура потока в каналах закрытого рабочего колеса, как показывают замеры в относительном движении, при обычных конструктивных соотношениях, как правило, неудовлетворительна, имеются развитые срывные области как в радиальной, так и в меридиональной плоскостях, снижающие эффективность колес и приводящие к появлению динамических нагрузок на их элементы. [16]
Сравним компрессорные и насосные типы колес по величинам предельной окружной скорости. Из табл. 17 видно ( величины ы2Шах вычислены для значений коэффициентов в формуле ( IV-61), равных 0 5 и 0 55), что для типичного колеса насосного типа допустимы окружные скорости по условиям МС2 на 24 % больше, чем для компрессорного. [17]
В рассматриваемом типе колес толщина лопатки на значительном ее протяжении превышает толщины полотен дисков, поэтому последние не могут осуществлять защемление лопаток. Лопатку необходимо рассматривать как часть короткой цилиндрической оболочки с упругозащемленными концами. При этом на стороне покрывающего диска опору можно принять шарнирную - заклепочное соединение мало препятствует повороту опорных сечений лопатки; коэффициент упругости заделки со стороны основного диска должен определяться на основании эксперимента. В настоящее время на НЗЛ накапливаются экспериментальные данные, которые позволят оценить эти величины. Распределение напряжений в лопатках, выфрезерованных из тела диска, и лопатках штампованных в корне различно. Для первых ( особенно в колесах насосного типа с относительно большой кривизной) балочный расчет неприемлем, так как основными напряжениями в данном случае являются окружные напряжения, вызываемые перемещениями самой лопатки под действием центробежных сил и упомянутым выше общим изгибом диска. [18]