книги из ГПНТБ / Соколов Ю.Н. Основы единой теории лопастных машин (насосов, вентиляторов, воздуходувок) [учеб. пособие для студентов втузов]
.pdfСледует, |
наконец, |
учитывать |
отмеченную |
в § I—2 |
возможность |
иеучета |
работы процесса сжатия |
не только |
|
в насосах, но и п одноступенчатых |
воздуходувках. С тер |
модинамической точки зрения это надо понимать как пре небрежение сжимаемостью рабочего тела, не ощутимой не только в применении к жидкостям, но и к газам при восьма малых повышениях давления.
На рис. 1—7 это пояснено изображением термодина мического цикла компрессора в р— v диаграмме. Когда Ар по сравнению с начальным давлением р\ незначитель
но |
(для |
вентиляторов, |
например, |
Ар |
не |
превосходит |
||||
500 |
мм в. ст., т. е. будет |
составлять не более 5 процентов |
||||||||
начального — атмосферного давления), эта |
диаграмма |
|||||||||
представляет |
собой узкую |
полоску. Пренебрегая |
сжима |
|||||||
емостью |
газа |
и считая, что v — V[ = |
const, действитель |
|||||||
ную |
кривую |
сжатия |
1—2 |
мы условно |
заменяем |
верти |
||||
кальной прямой 1—2' |
(рис. I—7 а). Ошибка в вычислении |
*1
и
Ц= const
Рис.
ек как площади цикла 1—2—3—4 будет при этом определяться площадью криволинейного треугольника 1—2—2'. При Д / ? ^ 200 мм в. ст., т. е. в низконапорных и в средненапорных вентиляторах', такая ошибка не вы ходит за пределы точности обычных технических вычисле ний (1—2%).
При |
Ар > 200 мм |
в. ст. такое упрощение становится |
уже не |
допустимым. |
Поэтому, желая и в этих случаях |
обеспечить возможность неучета сжимаемости газа, здесь приходится, как было отмечено в § I—2, вести рас
чет |
по средней плотности |
пли среднему удельному объ |
||||
ему |
газа vcp = — |
(v\-\-Vo). |
|
Это значит, |
что |
действи |
тельную кривую |
сжатия |
1——2 мы заменяем |
верти |
|||
калью I"—2" (рис. I—7 6). При равенстве треугольни |
||||||
ков |
1 — \"—а п 2—2"—а |
это |
равнозначно |
замене той |
||
же |
кривой 1—в—2 прямой |
1—а—2 и, следовательно, |
ошибка в вычислении площади, определяющей е к, будет составлять лишь площадь криволинейного сегмента
1—б—2—й. Это не выходит за рамки допустимой |
точно |
||||
сти вычисления при Ар ^ 0 , 1-і-0,2 бар. |
|
|
|
|
|
Во всех таких случаях замены действительной |
кривой |
||||
сжатия |
вертикалью мы допускаем, что есж |
= 0 и, сле |
|||
довательно, не учитываем термодинамических |
понятий и |
||||
соответствующих им величин, т. е. от уравнении |
термоди |
||||
намического порядка переходим к уравнениям |
|
механики |
|||
несжимаемой жидкости — уравнениям (1—5н), |
(1—5'и), |
||||
(1—5в), |
(1—5'в) и (1—5' ступ.) 1—2. |
|
|
|
|
В дальнейшем, имея дело с лопастными |
машинами,— |
||||
жидкостными и газовыми — лишь при небольших |
(зна |
||||
чительно |
меньших звуковых) скоростях, |
сжимаемостью |
|||
в пределах ступени будем пренебрегать. |
|
|
|
|
Г Л А В А II
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЛОПАСТНЫХ МАШИН
Передача .энергии от рабочего колеса лопастной ма шины к потоку жидкости или газа осуществляется в процессе обтекания этим потоком лопастей рабочего колеса, за счет возникающих при этом сил взаимодейст вия. Основной задачей теории лопастных машин следует поэтому считать определение величины переданной рабо чим колесом машины энергии в зависимости от гидроди намики потока жидкости или газа, протекающего по межлопастным каналам этого колеса.
Рассматривая процессы в лопастных насосах, венти ляторах и в отдельных ступенях воздуходувных машин при небольших повышениях давления, сжимаемостью ра бочего тела в соответствии с изложенным в главе I будем пренебрегать. Плотность жидкости или газа будем по этому считать неизменной на всем протяжении потока, проходящего через рабочее колесо машины и непосредст венно связанные с ним неподвижные проточные каналы.
§ II—1. Изменение скоростей и давлений в проточных каналах лопастной машины
Прежде чем приступить к рассмотрению явлений, не посредственно определяющих передачу энергии на рабо чем колесе лопастной машины, разберемся с изменением скоростей и давлений во всех проточных каналах маши ны, не ставя пока задачей количественную оценку этих изменений.
Такими проточными каналами лопастных машин мо гут быть:
а) в о д н о с т у п е н ч а т ы х ц е н т р о б е ж н ы х м а- ш и н а х — в насосах, вентиляторах-, воздуходувках (рис. О—1)—их всасывающий патрубок, подводящий поток к центральной части рабочего колеса, межлопаточпые каналы колеса п спиральная камера, переходя
щая |
н нагнетательный патрубок; |
|
б) |
в о с е н ы х м а ш и п а х — в пропеллерных насосах |
|
(рис. |
О—2), |
в одноступенчатых осевых вентиляторах |
(рис. |
II—1) |
или в ступени осевого компрессора — на |
правляющий аппарат (НА) для предварительной закрут
ки потока перед |
колесом, межлопастные |
каналы |
осевого колеса (К), |
спрямляющий аппарат |
(СА) с |
лопатками, раскручивающими закрученный колесом по
ток, и отводная часть корпуса |
машины с обтекателем |
(О) |
в центральной ее части, где |
нередко размещается |
при |
водной электродвигатель. |
|
|
В некоторых типах центробежных насосов и воздухо дувок и в центробежных компрессорах непосредственно за центробежным колесом размещается еще так называе мый «направляющий» аппарат или диффузор в форме двух дисков с лопатками между ними или без них. В мно гоступенчатых центробежных машинах имеются еще v обратные каналы, подводящие поток к центральной части рабочего колеса следующей ступени, после выхода его с предыдущего или с расположенного за ним «направ ляющего» аппарата.
Обобщая и систематизируя все рассмотренные здесь случаи, можно установить следующие т и п и ч и ы е э л е м е н т ы п р о т о ч н о й ч а с т и л ю б о й л о п а с т н о й м а ш и н ы.
1. П о д в о |
д я щ и й к а н а л (ПК), через который по |
ток жидкости |
или газа, вступивший во всасывающий |
патрубок машины, .подводится к ее рабочему колесу. Для осевых машин в (ПК) входит и направляющий аппарат (НА) перед рабочим колесом, если этот аппарат суще ствует.
2. Р а б о ч е е к о л е с о (К) центробежного или осево го типа, по межлопаточным каналам которого протекает поток, воспринимая энергию за счет силового взаимодей ствия с перемещающимися при вращении колеса его лопастями.
3. О т в о д я щ и и к а н а л (ОК) — та часть проточных каналов за рабочим колесом машины, в которых не на блюдается заметного изменения средней скорости потока. В центробежных машинах сюда -следует относить спи ральную камеру, если она сконструирована так, что не создает заметных уменьшении скорости, пли «зазор» между рабочим колесом и дисковым «направляющим» аппаратом. В осевых машинах за ОК следует считать проточный канал между рабочим колесом и спрямляю щим аппаратом, «зазор» между ними.
4. Д и ф ф у з о р (Д), которым будем считать ту часть проточных каналов за рабочим колесом машины, в ко торой средняя скорость потока заметно уменьшается,- т. е. осуществляется диффузорный процесс превращения ки нетической энергии потока в потенциальную. Это целе сообразно обеспечивать в большинстве лопастных машин в связи с тем, что в потоке жидкости или газа на выходе с рабочего колеса создаются, как правило, весьма боль шие скорости, сохранять которые и в системе нагнета тельных трубопроводов за машиной не следует. В то же время, в большинстве практически встречающихся слу чаев желательно, чтобы машина создавала по возможно сти большое повышение давления, что и обеспечивает диффузор, развивая добавочное повышение давления в потоке за счет снижения его скорости.
Простейшим диффузором служит расширяющаяся часть нагнетательного патрубка, в которую обычно плав но переходит спиральная камера одноступенчатых цент робежных машин (рис. О—1). В некоторых типах центро бежных машин диффузорный процесс обеспечивается в дисковом «направляющем» аппарате за колесом с лопат ками или без них, а в большинстве современных центро бежных насосов, так называемого спирального типа, диффузором служит сама спиральная камера, сконструи рованная так, что в ней обеспечивается постепенное уменьшение средних скоростей потока, а не только соби рание в единый поток жидкости, вытекающей из отдель ных межлопаточных каналов колеса. В осевых машинах диффузором является спрямляющий аппарат (СА) за рабочим колесом (рис. II—1), скорость в котором умень шается за счет снижения ее окружной составляющей (раскрутка потока), и последующий кольцевой канал,
сечения которого увеличиваются за счет уменьшения по перечных размеров обтекателя. Хороший диффузорный
|
эффект |
здесь достигается |
|||||
\ ^ |
увеличением |
диаметра |
|||||
|
корпуса |
машины |
в коль |
||||
|
цевой его части |
(пунктир |
|||||
|
ные линии на рис. II—1). |
||||||
|
Последним |
теперь |
за |
||||
|
изменением |
средних |
ско |
||||
|
ростей и давлений в пере |
||||||
|
численных |
выше |
типовых |
||||
|
элементах |
проточной |
час |
||||
|
ти лопастной |
|
машины. |
||||
|
Характерными |
сечениями |
|||||
|
здесь будем считать |
сече |
|||||
|
ние входа |
в машину |
Н— |
||||
Рис. 11—1 |
Н, сечение |
входа |
в |
меж |
|||
|
лопастные |
каналы |
рабо- |
чего колеса 1 — 1, выхода из них 2—2, входа в диффузор 3—3 и выхода из него и из машины в целом К—К. Меж ду этими сечениями располагаются перечисленные выше
элементы |
проточных |
каналов ПК, К, |
ОК и Д, что на |
|
примере |
осевой машины |
наглядно |
показывает рису |
|
нок I I — 1 . |
|
с и |
|
|
Средние скорости |
давления |
в таких сечениях |
будем индексировать соответствующими буквами и циф рами: н, 1, 2, 3, к.
На рис. II—2 представлен примерный график измене ния скоростей и давлений в проточных каналах лопастной машины. Жидкость или газ входит во всасывающий пат рубок машины (сечение Н—Н) с некоторой скоростью с н при давлении р „. В зависимости от изменения проход ных сечений подводящего канала скорость и давление в нем будут изменяться в соответствии с законом Бернулли, т. е. при увеличении скорости потока давление снижается, и наоборот. Чаще всего имеет место первый случай, что и показано на рис. II—2.
При входе на рабочее колесо (сечение Г—1) созда ется некоторая скорость с\, определяемая объемной про изводительностью машины Q и площадью входного се чения колеса Fi. Здесь имеется и соответствующее дав ление р\.
В межлопаточных каналах рабочего колеса потоку жидкости или газа передается энергия. Поэтому здесь, как правило, одновременно повышаются и скорость
|
|
|
Рис. II—: |
|
|
|
и давление — до с2 и р% >в выходном |
сечении колеса |
2—2. |
||||
В |
отводящем |
канале |
(в |
«зазоре» |
менаду К и СА |
или |
в |
спиральной |
камере, |
не |
создающей диффузорного |
эф |
фекта), как было условлено выше, скорость практически не изменяется. Давление же здесь может незначительно падать лишь за счет гидравлических сопротивлений. По этому при входе в диффузор (сечение 3—3) с3 я? с2 ,
арз немного меньше р2.
Вдиффузоре, как уже было отмечено выше, протека ет процесс превращения части кинетической энергии,
переданной колесом |
в потенциальную, |
в соответствии |
|
с чем скорость здесь |
снижается до с к |
їв выходном сече |
|
нии машины, а давление повышается |
на |
величину |
|
Д / ? д ф = Рк —Ра- |
|
(И—1) |
Как очевидно при рассмотрении всех описанных здесь процессов изменения скоростей и давлений, повышение давления, создаваемое непосредственно на рабочем ко лесе
Д/'кол = Рг — р { ,
не равно повышению давления, |
создаваемому машиной |
в целом. За счет диффузорного |
эффекта иоследнее,* как |
правило, больше и в общем случае выражается алгебра ической суммой
Д/?М = Д^кол + Д/>Л.|. ± Vnp-к, |
(II —2") |
где Дрпр. к — суммарное изменение давлений в остальных (кроме К п Д) проточных каналах машины с учетом имеющихся там изменений скоростей и гидравлических сопротивлений.
Что касается суммарной (как потенциальной, так и кинетической) энергии, переданной потоку машиной в це лом, то эта величина определяется энергией, переданной на колесе е * о л за вычетом гидравлических сопротивле ний в остальных (неподвижных) проточных каналах ма шины, в том числе и в диффузоре
е = е к о л - е Г | ф . к . |
(II —3)" |
§ II—2. Полезная и теоретическая энергия лопастной машины, ее гидравлический к.п.д.
Теория лопастных машин обеспечивает непосредствен ную количественную оценку не полезной энергии е, пе реданной машиной потоку и выражаемой уравнениями главы I или по (II—3), а теоретической энергии, переда ваемой потоку рабочим колесом машины, ет 1 5 ) . Под этой величиной понимают ту полную (как потенциальную, так и кинетическую) энергию, которая передавалась бы по току рабочим колесом машины, если бы не существовало потерь этой энергии в проточных каналах машины, вклю чая и межлопаточные каналы самого колеса — гидравли ческих потерь є г . В соответствии с этим
|
|
|
е = |
е-х — <?г- |
|
|
(И—4) |
|
Все эти виды энергии |
обычно относят |
к единице |
массы |
|||||
жидкости |
или |
газа, |
подаваемой |
машиной — к |
единице |
|||
ее |
полезной |
производительности, |
т. е. размерность |
|||||
[е] |
= дж/кг. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
"її- = _ |
= |
= |
I |
, |
(И—5) |
|
|
|
|
ЄХ |
|
ЄТ |
|
ЄХ |
|
|
|
|
|
|
є |
|
|
|
а именно: |
е — ej-qr |
или е-х — |
. |
|
|
|||
|
|
|
|
|
ТЧГ |
|
|
1 5 ) В литературе, имеющейся до |
введения |
системы СИ, эту |
ве |
личину было принято называть теоретическим напором машины |
# т , |
||
измеряемым в м. кгс/кгс = м столба |
жидкости |
или газа. |
|
Переход от теоретической энергии к полезной п об ратно обеспечивается с помощью понятия о г и д р а в - л и ч е с к о м к. п. д. машины.
Так как гидравлические потери в машине отражаются на снижении давлений в проточных каналах, а средние скорости в них как в действительном, так и в теоретиче
ском |
(без потерь) |
случаях |
определяются законом нераз |
||||||||
рывности потока и изменяться с изменением |
гидравличе |
||||||||||
ских |
сопротивлений |
не |
|
могут, |
теоретический |
случай |
|||||
работы |
машины |
будет |
отличаться |
от действительных |
|||||||
условий |
ее работы |
лишь |
тем, |
что |
конечное |
давление |
|||||
в первом |
р к т |
было |
бы |
больше, |
чем.во втором |
р к . По |
|||||
этому, |
пренебрегая, |
как |
обычно, |
работой |
преодоления |
||||||
сил тяжести g |
(z2 |
— z( ), полную теоретическую |
энергию,' |
переданную в машине, следует, очевидно, определять суммой
ет = E*LZb + c l ~ c l дж/кг.
Р2
Учитывая, что в теоретическом случае потерь энергии в проточных каналах машины не существует, но в них может осуществляться процесс превращения кинетиче ской энергии в потенциальную или ему обратный, долж но выполняться равенство полных теоретических энергий, переданных потоку машиной в целом и только лишь на се рабочем колесе, т. е.
РкТ — Рп |
, |
СІ — СІ |
_ /?2Т — Pi |
| СІ — С] |
— |
' |
2 |
р — + |
-^2—' |
где, помимо введенных прежде обозначений, Р2Т —дав ление на выходе с рабочего колеса в теоретическом случае.
Таким образом,
' Е Т = PILZPI + £Lz£L, |
( іі_б) |
Р2
что и служит основой для определения теоретической энергии лопастной машины при анализе условий ее ра боты. Теоретическую энергию машины здесь определяют по параметрам на входе и. выходе с к о л е с а , вне зави симости от того, какое изменение претерпевают эти пара метры в остальных проточных каналах машины. .
§ II—3. Общее понятие о струйной и вихревой теориях
лопастных машин
Уравнение (II—6) дает лишь принципиальное опреде ление теоретической энергии, передаваемой в лопастной машине, в зависимости от изменения скоростей н давле ний в потоке, проходящем через рабочее колесо. Теория лопастных машин обеспечивает количественную оценку топ же величины в зависимости от кинематических фак торов, определяемых гндроаэродннампкоп потока, проте кающего по межлопаточным каналам этого колеса и вступающего в силовое взаимодействие с его лопастями.
Такая задача впервые была теоретически обоснована н принципиально решена около 200 лет тому назад гени альным ученым того иременп Л. Эйлером в период его работы в Российской Академии наук. Обоснованную Эйлером теорию турбомашин (не только лопастных ма шин, передающих энергию потоку, но и турбинных двиіателеп) теперь называют с т р у й н о її т е о р и е й , кото рая до начала текущего столетия была, по существу, единственной теорией машин этой группы и лишь разви валась и уточнялась рядом ученых-теоретиков и инже неров-конструкторов. Струйная теория названа так пото му, что в ее основе заложено представление о движении потока, по межлопаточным каналам рабочего колеса турбомашины в виде отдельных струек, кинематика каждой из которых предполагалась тождественной. Энергетиче ский эффект прохождения потока через рабочее колесо турбомашины, т. е. обмен энергией между потоком и ко лесом, здесь оценивается по итоговым изменениям кине матики от входа иа колесо до выхода с пего — так сказать в «интегральном» порядке и вне зависимости от того, каков механизм передачи энергии и какими гпдроаэродниамическими явлениями он определяется.
Последнее предопределяет некоторый недостаток этой теории, приводивший в свое время даже к необъяс нимым противоречиям, вскрытым и устраненным после дователями струйной теории путем введения поправок иа неравномерность поля скоростей в межлопаточном кана л е — поправки «на циркуляцию» (см.ниже§11—7). Кроме того, струйная теория, базируясь на принципиально пра вильных предпосылках, но не вскрывая, по существу, ус-