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

мая сила ие плоской решетки профилей, а конкретного лопаточного венца с произвольной формой его лопастей, приведенная к среднему диаметру

действительное повышение полного давления, созданное

известной для этого колеса условной аэродинамической характеристике С * (а). Специфической особенностью таких расчетов является, однако, то обстоятельство, что по известной геометрии каждого кольцевого элемента

С.

o.t

•обычных расчетах Др было заданным. Последние на­

"методом подбора или последовательных приближений, как это, например, описано-в работе. автора. [30] :.

В применении к центробежным насосам этот вопрос детально разработан А. А. Ломакиным [17]. Не рассмат­ ривая подробностей, здесь лишь отметим, что объемный к.п.д. увеличивается с повышением быстроходности типа машины.

Ориентировочно можно считать, что для центробеж­ ных насосов нормального исполнения т} о б = 0,98-^0,95.

В вентиляторах и воздуходувках центробежного типа утечки через уплотнение между передним диском и кор­ пусом существенно зависят от конструктивной формы узла уплотнения, от его технологического и эксплуатаци­ онного качества. Количественную оценку утечек здесь чаще всего проводят методом подобия, опираясь на ре­ зультаты испытания модели или опытного образца маши­ ны данного типа при строгом соблюдении геометрическо­ го подобия узлов уплотнения. Тот же метод применим, разумеется, и для_ насосов.

этого и создаются вентиляционные токи, показанные схе­ матично на рис. III—36. Их наличие вызывает гидравли­ ческое трение в пограничных слоях как возле поверхно-

стіг диска, так и у неподвижных стенок корпуса, на что и расходуется энергия, затрачиваемая на вращение диска.

Если воспрепятствовать свободному развитию венти­ ляционных токов путем сокращения размера s — зазо­ ра между диском и корпусом, расход энергии на трение

Рис. III—36

диска, вращающегося в вязкой среде, заметно умень­ шается.

Экспериментально установлено, что момент сопро­ тивления при трении диска пропорционален квадрату угловой скорости вращения со и пятой степени внешнего

v Конкретная форма зависимостей Cf(Re) определяется режимом движения — ламинарным, переходным, турбу­ лентным.

Мощность, расходуемая на вращение диска при двух­ стороннем трении, будет очевидно

В некоторых случаях приходится учитывать и гидрав­ лическое трение па цилиндрических поверхностях вра­ щающихся элементов лопастной машины. Соответствую­ щий этому случаю момент сопротивления

от режима движения, т. е. от числа Re и относительной

пастной машины, имея в виду, что трение дисков, как и другие механические потери машины, увеличивает энер­ гию, затрачиваемую на ее валу, по сравнению с энер­ гией, снимаемой с лопаточного венца.

С о б с т в е н н о м е х а н и ч е с к п с п о т е р н в м с х лопастной машины определяются трением в подшипни­

ках, сальниках или в других системах уплотнения, если они создают механические сопротивления.

Количественная оц'еика механических потерь прово­ дится на основе закономерностей, известных из приклад­

му колесу, к энергии, затрачиваемой на вращение ее вала,

будет определяться произведением гидравлического объ­

Такая «разбивка» полного к.п.д. машины на произ­ ведение частных коэффициентов или, что по сути дела равнозначно, разбивка всех потерь на их отдельные со­ ставляющие, имеет определенный практический смысл.

П р и п р о е к т и р о в а н и и машины приходится оце­ нивать ее потери. Оценить их достаточно уверенно во всей совокупности, ориентируясь на конкретные особен­ ности машины данного типа, чрезвычайно трудно. Но сделать то же для каждого отдельного вида потерь зна­ чительно легче. При этом раздельно учитывают и кон­ кретные особенности проектируемой машины: по проте­ кающим в ней гидродинамическим процессам — гидрав­ лические потери и гидравлический к.п.д.; по конструк­ тивным формам уплотняющих узлов и деталей — объем-

иые потери и объемный к. п. д.; по системам с трением — механические потерн и механический к. п. д. Это позволя­ ет учитывать конкретные формы систем уплотнений, трущихся поверхностей рабочих колес (дисков), саль­ никовых и подшипниковых узлов. Подсчитав в результате общий к. п. д. по (III—61), получим более уверенную его оценку.

П р и п р о в е р к е к а ч е с т в а у ж е и з г о т о в л е н- н о й м а щ и н ы путем ее стендовых или производствен­ ных испытаний также целесообразно определять не толь­

Так, например, если ненормально низким оказался гидра­ влический к. п. д., неудовлетворительно протекает процесс передачи энергии потоку (возможно, в частности, что вследствие отступлений от расчетного режима резко возрасли «ударные» потери), если ненормально низок объ­ емный к. п. д., причины неисправностей надо искать в на­ рушении уплотнений и т. п.

В заключение обзора отдельных потерь и коэффици­ ентов полезного действия лопастных машин на рис. III—36 приводим схему диаграммы баланса расходуе­ мой его энергии, построенную по общепринятым прави­ лам: отдельные составляющие баланса изображаются полосами, ширина которых в принятом масштабе соот­ ветствует количеству энергии, а отвод или слияние та­ ких полос демонстрирует разделение или суммирование отдельных составляющих баланса. Такие диаграммы весьма наглядно показывают рассматриваемые процес­

Размерными стрелками на диаграмме условно пока­ заны и все к. п. д., рассматривавшиеся выше: размерные линии соединяют те виды энергии, отношением которых (меньшей к большей) определяется этот к. п. д.