Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Соколов Ю.Н. Основы единой теории лопастных машин (насосов, вентиляторов, воздуходувок) [учеб. пособие для студентов втузов]

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

23.10.2023

Размер:

7.84 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1314 / 2314 15 16 17 18 19 20 21 22 23 > Следующая >>>

полностью

устрашіть

«удар

при. в х о д е »

па центробеж

ное колесо

по.всем

элементарным

струйкам

потока и

в этих

случаях не удается.

Правильно*сконструированные

лопатки

центробеж

ного колеса обеспечивают сведение к минимуму

„удар

ных

потерь"

при

входе,

но только

на нормальном —

.расчетном

режиме

р а б о т ы

машины по ее ИрОИЗЕОДИ-

тельности

числу

оборо

тов. Если же изменять

про

изводительность

машины

при

неизменном

числе

обо

ротов

(что

чаше

всего

осуществляют

на практи

ке),

будет

изменяться

аб

солютная скорость на

входе

с,,

но

окружная

скорость

fin

A*'A

их остается неизменной. Это

приводит

неизбежному

Рис.

Ill—23

изменению угла Рід, а так

как угол лопаток (3,л

остается

прежним,

неизбежно и

возрастание ударных потерь. На рис. III—23, в предпо

ложении, что на сопоставляемых

режимах

вход

остает

ся

радиальным, это показано

наглядно,

причем

вектор

с \

и угол Ра соответствуют

увеличению

производитель

ности

против

нормальной,

а С\ и Р и — ее уменьшению.

Всякое

отступление

от расчетного

реоісима

работы

центробеэ/сного

колеса,

приводящее

изменению

углов

входного треугольника

скоростей,

вызывает,

таким об

разом,

возрастание

«ударных

потерь»,

тем более

ощути

мое,

чем значительнее эти отступления.

Условием безударного

©хода можно

воспользоваться

и для установления нормального

н а п р а в л е н

и я в р а

щ е н и я центробежного

колеса,

если

оно

почему-либо

неизвестно. Считая,

что абсолютная

скорость

С\ направ

лена

по радиусу,

нетрудно

из двух

возможных направ

лений окружной скорости «і выбрать такое, при котором «безударный вход» в соответствии с известной формой лопатки будет наиболее вероятен. Поэтому, например,

колесо типа	а на рис. I I I — 2 4 следует вращать по часо
вой стрелке,	а колесо типа б — в противоположном на-

9.' З а к а з 4543.

129

правлении. При правильном направлении вращения центробежное колесо входными кромками его лопаток будет как бы «врезаться» в жидкую или газообразную среду, находящуюся в центральной части. Это, по су-

ществу,

предопределяет

воз

можность

«безударного входа».

Попутно

заметим, что

опре

делить

нормальное

направле

ние

вращения

центробежного

колеса

по

выходным

кромкам

лопаток

общем

случае

не

удается, так как на выходе ло

патки могут быть загнуты как

вперед,

так

(§

I I I — I ) .

Гидравлические

потери

ло

пастной машины в целом свя

заны

сопротивлениями

при

внезапных

изменениях

скоро

стей

не только

при

входе

на

рабочее колесо; те же явления

могут

возникать

при

входе

в спрямляющий

аппарат

или

в лопаточный

диффузор

(«на

правляющий

аппарат», как

его

иногда

называли)

центробеж

Рис. III—24

ного

насоса

или компрессора.

Здесь

также,

как

при

входе

на

центробежное колесо «ударные

потери»

неизбеж

ны

при несовпадении

направлений

входной

скорости

с касательной к входной кромке лопатки, но для непод вижных лопаточных венцов следует рассматривать векторы абсолютных скоростей, а не относительных. «Ударные потери» в спрямляющих аппаратах и лопа точных диффузорах также стремятся свести к минимуму путем придания надлежащей формы входным кромкам лопаток. Но и в этих случаях полное устранение несо ответствия этой формы направлению всех струек пото ка неосуществимо, даже на расчетном режиме работы машины. При отступлении от расчетного режима соот ветствующие потери здесь также неизбежно возрастают.

Оценка потерь, связанных с внезапными изменения ми скоростей при входе па лопаточные венцы машины —

«ударных потерь», как мы условились их называть, вы ражается в том, что действительная величина гидравли ческого к. п. д. машины оказывается заметно меньшей, чем гидравлический к. п. д., учитывающий только лишь сопротивления трения по формуле (III—30) и ей по добным

~ЧГ < "Пг тр.

Разница между этими коэффициентами минимальна на расчетном режиме машины и заметно возрастает при любых от него отступлениях в соответствии с рассмот ренными выше причинами.

Теоретическая оценка этой разницы, т. е. оценка «ударных потерь» машины представляет весьма слож ную задачу, не разрешенную до настоящего времени. По этому для оценки гидравлического к.п. д. при расчете центробежных машин приходится обычно ориентировать ся на экспериментальный материал, относящийся к вы полненным машинам аналогичного проектируемой типа, или же — на результаты модельных исследований. За со ответствующими справками отсылаем к специальной литературе по конкретным типам центробежных машин, например, [17] для насосов, [18] для вентиляторов и [23] для центробежных компрессоров.

§ III—9. Гидравлические потери кольцевого элемента осевого колеса и ступени

Кинематика и динамика потока, протекающего по отдельным кольцевым элементам сечения, ометаемого лопастями осевого колеса, как уже отмечалось, могут быть существенно различны. Поэтрму неодинаковой на отдельных кольцевых элементах будет и относительная

величина	гидравлических	потерь — соответствующие ей
гидравлические коэффициенты полезного действия.
Рассмотрим вопрос о потерях энергии в кольцевом
элементе	потока, обтекающем соответствующую решет
ку профилей. Такие потери		называют п р о ф и л ь н ы м и ,

имея в виду гидравлические сопротивления при обтека нии решетки профилей.

При неизменных параметрах входа гидравлические сопротивления могут отражаться лишь на изменении дав-

131

ления по длине потока, а не скорости, определяемой за- ' коном неразрывности. Выразим повышение удельной по тенциальной энергии (энергии давления) в теоретиче ском случае, когда сопротивлений нет, и в действитель ных условиях протекания потока через решетку про филей

Р" Р

Очевидно,		что за счет профильных	сопротивлений
Р2<.р2	^, а	соответствующая им потеря	энергии
		Спрф —ррТ — Єр =	.

В соответствии с этим п р о ф и л ь н ы її к. п. д. кольце вого элемента осевого колеса следует определять отно шением

^ п р ф = І £ . = 1 _ ? ! ! £ * . .

( І Ц - 3 1 )

Єрі Єрт

Этот к.п.д. можно выразить в зависимости от аэро динамического качества соответствующей решетки про филей. Для этого представим его в виде отношения

у. - Рг—Рі	-	Pt—Р\
Рзт ~	Pi	Рг —Pi + &Pw

Согласно зависимостям, приведенным в §111—5, осевую

проекцию	сил,	действующих		на	профиль в решетке,
обтекаемой	несжимаемой		или	малосжимаемой (газом
при умеренных		скоростях)	жидкостью, т. е. при Awa =
— wa2 —wai	~ 0 > можно выразить				уравнением
		• Pa =	HPl-P2)..

Но падение давления за счет сопротивлений в решетке определяется добавочной осевой силой

Fa = tApw.

Учитывая это, после сокращения t получаем

' а

'а

Если от осевых проекций сил Ра и Fa с помощью тригонометрических соотношений, вытекающих из пла-

на	сил,	приведенного	на рис. III—10,			перейти к силам'
Ру	и Рх	и ввести обратное качество профилей в решетке
			_	1	-Р*
		[1р~		К	~ Р '
несложные преобразования					приводят	к уравнению
		^	=	1 +	t*p ctg pm	( Ш - 3 2 )

справедливому для диффузорных решеток профилей, обычно применяемых в машинах, передающих энергию потоку.

Прежде чем перейти к определению гидравлического
к. п. д. в кольцевом	элементе, преобразуем выражение
полной теоретической	энергии, переданной потоку. Эта ве

личина по ее определению выражается суммой потенци альной энергии по теоретическому, повышению давления и изменением кинетической энергии в абсолютном дви жении

	Ст = ерт + ес —				1	— .
				р		2	сх ==
При	осевом	входе	и	неизменной	плотности, когда		сх ==
= са,	а с\	—с\ч +	Са	(рис. III—25а),		т . е . считая,	что

осевая проекция скоростей при проходе через решетку

профилей не	изменяется,		получим
	2	2	і	2	—	2	—	2
	С.} —	С] = Си2	-\-	Са	—	Са	—	С„2
и, следовательно,
			Р			2
Величину	екр =	в	теории			осевых			машин назы
вают э н е р г и е й		з а к р у т к и			п о т о к а				на выходе с

рабочего колеса. Очевидно, что эта закрутка необхо дима для создания разницы циркуляции центральных вихрей Г" — Г', а следовательно, —и для осуществле ния основного процесса передачи энергии осевым ко

лесом,	согласно уравнению		(II—13).	Так как
Є р т	= £ І = Л =	PE^ZPI	+ Pl^PL	= Єпрф + е
	Р	Р	Р

получаем

е т = ер-\-епрф + екр.

( Ш - з з )

Таким образом, полная теоретическая энергия, пере данная потоку, может быть определена суммой потен-

•>

СА

® 'Л

сэ

СА

			(••(((				((
					Рис. III—25
циальной	энергии,		определяемой			действительным			повы
шением	давления		в	решетке, профильных потерь и					энер
гии закрутки		потока		на	выходе.
Гидравлический к . п . д . кольцевого							элемента	следует
определять		отношением			п о л е з н о й		энергии,	передан

ной на этом элементе, к полной теоретической энергии,

134

определяемой уравнением (III—33). Но полезную энер гию приходится оценивать по-разному в зависимости от организации работы осевого колеса в машине. Рас смотрим основные из соответствующих этому случаев.


1. О д и н о ч н о е			о	с е в о е	к о л е с о		(К), размещен
ное в	цилиндрическом			патрубке,		не имеющем		каких-
либо	устройств	для	закрутки		пли	раскрутки потока —
направляющих		(НЛ)		или спрямляющих			(СА)	аппара

тов. С такими случаями приходится, например, иметь дело в простейших осевых вентиляторах — стенных или подключенных к нагнетательному или всасывающему трубопроводам непосредственно (рис. III—25 а).

Направление потока, подводимого к решетке профи лей кольцевого элемента такого одиночного колеса, можно считать осевым, ио, если колесо передает потоку

энергию, неизбежна закрутка выходного	потока. Соот-
ветствующая этой закрутке энергия е к р =	с2
ветствующая этой закрутке энергия е к р =	£L здесь

не может считаться полезной, так как закрученный по ток за счет трения о стенки нагнетательного трубопро вода (или соприкасаясь с неподвижной жидкой средой при свободном выходе струи с колеса) постепенно вы прямляется с превращением энергии закрутки в теп ловую.

Полезной энергией в рассматриваемом случае сле дует считать лишь энергию повышения давления, вслед

ствие	чего гидравлической				к. п. д. одиночного колеса
	ЦГ (К)	=	Єр	Єр	ЄрГ		Єр-r	.
	ЦГ (К)	=		=	—	-1прф		.
			Єт	є р Т	ет		ет
Но,	согласно (III—33),
	ерт = ер			+ епрф = е т		— екр
и, следовательно,
	ЄрГ		Єт — Єкр _ ^			_	£ к £
Эту	величину	в	теории		осевых		машин		называют
к о э ф ф и ц и е н т о м			з а к р у т к и
	^ і к р = 1 - — р				= 1 - ^ ,				( Ш - 3 4 )
				є т		2єт

вводя который получаем, что гидравлический к. п. д. оди ночного колеса определяется произведением

' І Г ( К ) = Т7прф7]кр.

(III —35

кол)

Профильный к. п. д.. определяется качеством решетки профилей и режимом ее обтекания, а коэффициент за крутки, как очевидно по (III—34), будет тем меньше, чем больше относительная величина энергии закрутки

		~	£ к р	Сн2
		е К р	—	-	.
			ЄТ	2<?т
Увеличение передаваемой осевым колесом энергии
требует	увеличения	циркуляции центрального				вихря Г"
и вместе	с тем — энергии		закрутки.		При этом	неизбеж
но понижается цкр,		а, следовательно,—.и гидравлический

к. п. д. одиночного колеса. Поэтому одиночные осевые ко леса целесообразно применять лишь при относительно

небольшой передаче	энергии	потоку — в	нпзконапорных
осевых вентиляторах.
2. С т у п е н ь К +	СА, т.	е. система	из осевого ко

леса с непосредственно за ним расположенным спрям ляющим аппаратом, позволяет в значительной мере

использовать энергию	закрутки.	Мы	называем такую
систему с т у п е н ь ю	в ориентации	на	многоступенчатые

осевые машины, в которых поток последовательно про ходит ряд осевых колес и устанавливаемых за ними спрямляющих аппаратов. Но система К + СА находит применение и в одноступенчатых осевых машинах — на сосах и вентиляторах.

Спрямляющий аппарат за рабочим колесом осевой машины представляет собой неподвижный лопаточный венец, назначением которого является выпрямление закрученного колесом потока с частичным превращени ем энергии закрутки в потенциальную энергию, опреде

ляемую соответствующим	повышением	статического
давления от р2 за колесом	до р3 за спрямляющим аппа
ратом. В кольцевом элементе системы К +		СА обтекают

ся две решетки профилей: перемещающаяся вдоль

фронта	решетка К и	неподвижная	решетка СА
(рис. III—25 б).
В теоретическом случае, когда СА полностью раскру
тил бы поток, сведя скорость с2 , имевшую			значительную
окружную	составляющую	си2, к чисто осевой скорости

136

с3 = с 0 ,	и не создавал	бы при	этом потерь энергии,
следует	считать, что
	Рзт —Рг_	с \ —°\	=cjn
	Р	2	2

За счет гидравлических сопротивлений или неполной раскрутки потока, когда ся > сп, действительное давле ние за СА будет Рз<Рзт, а превращенная им в потен циальную энергия

Поэтому коэффициент полезного действия спрямляюще го аппарата определяется отношением

	Г)СА=	Н ~ Р І	=	Р	З ~ Р *	•	( Ш - 3 6 )
	рзт — Рі				рекр
Очевидно, что полезной энергией, переданной							потоку
в кольцевом	элементе	ступени		К + СА,		следует	считать
	По — п.	п., — о,			-ІСА^кр = Є + 7\|САЄ„р,
бк+ СА =	— =	—	—	+	-ІСА^кр = Є + 7\|САЄ„р,

рр

всоответствии с чем гидравлический к.п.д. такой сту пени

- / ) г ( к + С А) =		Є р +	7 І С А * к р =		W K P	+ ^ І С А — р			ДШ - 35СТ)
т. е. этот к. п. д. больше,				чем	в одиночном			колесе, на от
носительную		величину		использований				в	СА	энергии
кручения.
3. С и с т е м а			НА +	К +	СА	находит		широкое при
менение	в о д н о с т у п е н ч а т ы х						о с е в ы х			маши
н а х 2 5 ) .	Здесь	неподвижный			лопаточный			венец		направ
ляющего аппарата			закручивает			поток	перед			рабочим

колесом машины,		чаще	всего	навстречу его вращению
(рис. III—25	в). В этом		случае	перед колесом	создается
обратная по	знаку	циркуляция		центрального	вихря Г',

s g ) В	многоступенчатых машинах СА предыдущей ступени слу
жит НА	для	последующей. Поэтому ступенью выше мы считали
систему	К +	СА.

вследствие чего, согласно (II—13), колесо может пере давать потоку заданную величину удельной энергии при


меньшей		за	ним	циркуляции		Г" или		при	меньшей
закрутке		потока		на выходе с		колеса	си2.	На долю СА
за	колесом		приходится		меньшее выпрямление				потока:
его	функции		как	бы частично примял			на	себя	НА. Это
позволяет		значительно			повышать'относительную				величи

ну передаваемой системой НА -4- КЛ -4- СА энергии е : (ш2 без заметного снижения полного к. п. д. машины.

Для оценки распределения закруток потока в систе мах К + СА и НА-f-К + СА вентиляторная лаборато рия ЦАГИ (1-І. В. Брусиловский) вводит параметры

/?, =	С»х	;	п, =		^ .			(Ш - 37)
	СиЧ. Сч\				с н 2		пг =
Очевидно, что	при	отсутствии			НА		пг =	0,	при
отсутствии СА, когда си3			= сц2,	я 2 = 1,		а	при полной
раскрутке потока	в СА,	когда		си3=	0,	п2	=	0.	Ана

лиз возможных потерь энергии в НА, К и СА и выра жений для полного к.п.д. той или иной, составленной из этих элементов, системы позволяет установить оп тимальные значения параметров пх и п> в каждом конкретном случае, которые и рекомендуются для

выбора	соотношений	между с и и сиЪ и с„3 при расчете
осевых	вентиляторов	[4,5].

§III—10. Встречное вращение пары осевых колес

игидравлический к. п. д. их кольцевого элемента

Стремление использовать энергию закрутки потока, создаваемую осевым колесом, приводит, как было по казано выше, к необходимости применять спрямляющие или направляющие аппараты. Этой необходимости однако можно избежать, обеспечивая в то же время полное отсутствие закрутки потока на выходе и на вхо де, если применять пару ївстречно вращающихся осевых колес (рис. III—26).

Возможные варианты организации рабочего процес са в паре встречно вращающихся осевых колес пронализированы в работе автора [28]. Наиболее целесо образным мы считаем такой, который обеспечивает возможность передачи одинаковой по величине теоре-

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1314 / 2314 15 16 17 18 19 20 21 22 23 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ