книги / Расчет центробежных и осевых насосов лопастных гидромашин

Угол поворота потока в решетке направляющею аппарата

Число лопаток втравляющего аппарата выбираете;; по условию (46). Расчет треугольников скоростей в решетках профилей направляю­ щего аппарата также ведется в табличной форме для каждого расчет­ ного сеченияс

4.4. Пыбор густоты решеток профилей

J:;6op густоты периферийной решетки профилей имеет определяй­

те: свойств цредвключешюго рабочего колеса и получения высокой экономичности. Особенности к рекомендации, касающиеся выбора гус­ тоты периферийной решетки профилей, подробно изложены е гл . 3* Дополнительно можно рекомендовать зависимость, связывающую густоту периферийной решетки профилей о требуемым критическим кавитацион­ ным коэффициентом быстроходности, полученную в работе [13] и пред­ ставленную на рис. 15.

Следует иметь в виду, что увеличение густоты решетки профилей приводит к возрастанию профильных потерь и снижает экономичность •насоса. Поэтому нужно стремиться к минимальной густоте на перифе­ рии, достаточной по антикавитационным требованиям.

Чрезмерное уменьшение густоты решеток профилей осевого насоса в условиях диффузорното характера течения жидкости в межлопастном канала молот привести к отрыву пограничного слоя, р е з к о м у возраста­ нию потерь ::ч вихреобразование и снижению напора но сравнению с расчетным. Поэтому при выборе закона изменения густоты по размаху лопасти обязательно .чолмна быть обеспечена оезотрпвнооть течв1ш я в мамлоиаотном канале на всех расчетных радиуса::.

Лисфузоркость ^ечеипя в можлопастном канале определяется трв-

41

Р и с . 4b

42

■численного решения системы интегральных уравнении в зависимости от угла уотановки хорды и относительного шага решетки. Значение функ­

врешетке.

Впроцессе численного решения системы интегральных уравнений было установлено, что если угол установки дужки fio < 40°, угол

44

Здесь размеры длины даны в долях от длины дудки 6^ , которая подсчитывается по формуле

‘ г ° ’о т , т Ь ; ‘ .

от входной кромки с учетом принятого масштаба. Соответствующее зна­ чение z умножается на половину максимальной толщины профиля в дан­ ном сечении clmax /2, и этим радиусом из полученной точки на ске­ летной дудке проводится окружность. Искомая поверхность профиля является касательной к полученным окружностям. Построение профиля рекомендуется выполнять не менее, чем в пятикратном масштабе.

5. ОСНОВНЫЕ ВОПРОСЫ АВТОМАТИЗАЦИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ РАБОЧИХ КОЛЕС ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

Проектирование рабочих колес центробежных турбомашин, в том числе насосов, выполняется в настоящее время либо с использовани­ ем прототипов, либо по струйной теории с введением ряда эмпирических коэффициентов и рекомендаций. Решение обратной задачи для центро­ бежных турбомашин (компрессоров, насосов, вентиляторов) до сих пор разработано недостаточно и не дает удовлетворительных результатов при проектировании.

Поэтому на кафедре гидромашиностроения был принят подход, по которому при расчете рабочего колеса решается рад прямых задач.

47

в результате определяется оптимальны: (или несколько конкуренто­ способных) Еариант, подлог'/дщии дальнейшему исследованию. Для реше­ ния прямой задачи необходимо иметь геометрические и гидродинами­ ческие параметры рабочего колеса, т.е. форму меридианного сечения, поверхности тока, распределение скоростей к т.д. оти параметры оп­ ределяются в первом приближении на основании расчетов по струйной теории. Для автоматизации проектирования расчет рабочего колеса

по струыюй теории был запрограммирован согласно fl, 4]. Косле оп­ ределения геометрических и гидродинамических параметров рабочего колеса (размеров рабочего колеса, значении' скоростей, углов лопас­ тей и т.д.) строятся обводы рабочего колеса в меридианной плоскости. Затем производится расчет на ЭК;1 меридианного потока и поверхнос­ тей тока. На полученных поверхностях тока находят параметры лопаст­ ной системы и выполняют расчет обтекания лопастей и дисков в слое переменной толщины. На основании полученных результатов вгаолкяется расчет трехмерного пограничного слоя на ограшыивающкх поверх­ ностях межлопастного канала (с учетом влияния вторичных течений)

и определяются гидравлические потери трения и гпдрашшчнекий КПД рабочего колеса. На основании этих расчетов выбирается оптимальный вариант рабочего колеса. Опыт показывает, что при прочих разных условиях чем выше КПД рабочего колеса, тем выше и КПД ступени.

На кафедре гидромашшюстроения ЛПИ разработаны программы и инструкции по пользованию, ими для расчета рабочего колеса, его раз­ меров, формы меридианного сечения, расчета меридианного потока, обтекания лопастей и дисков идеальной жидкостью, расчета простран­ ственного пограничного слоя и потерь с оценкой КПД. Часть, из них используется студентами при курсовом проектировании.

Разработка ступени центробежного насоса начинается с выбора основных размеров рабочего колеса. Методика-расчета, заложенная в программе, совпадает с методикой проектирования рабочего колеса, принятой на кафедре гидромашностроения [I, 4]. Расчет основан на струйной теории, согласно схеме бесконечного числа лопастей с по­ следующей поправкой на их конечное число. Затем на основании рас­ чета течения идеальной а вязкой жидкости можно оценить гидравли­ ческий КПД и проверить соответствие техническому заданию теорети­ ческого и действительного напоров спроектированного рабочего ко­ леса. '

48

Входными данни.ш дня расчета на ЗЕД являются подача (расход), напор, частота вращения рабочего колеса, число его потоков и сту­

пеней, а также плотность рабочей жидкости. Сначала определяют ис­ ходные данные для расчета рабочего колеса: подачу и напор проекти­

стеснения потока лопастями на входе и выходе рабочего колеса. Рас­ чет ведется последовательными приближениями. Следует отметить, что

всамой методике проектирования рабочих колес центробежных насосов заложен ряд коэффициентов для ■определения того или иного параметра, значения которых изменяются в довольно широких пределах. Выбор ко­ эффициентов производят на основании опытных данных. По алгоритму программы эти коэффициенты выбирают методом линейной интерполяции

взаьисдглости от некоторого параметра, определенного заранее. На-

пример, диаметр d B определяется по формуле

Все полученные размеры колеса округляют до ближайшего целого значения, а диаметр вала выбирают ближайшим к размеру нормального ряда, рекомендованного стандартом.

Для характеристики потока на входе и выходе колеса находят ряд кинематических величин: относительные скорости потока, окруж­ ные составлялдоо абсолютной скорости vu при конзчном и бесконеч­

ном числох лопастей, абсолютную окорость потока на выходе яз колеса.

49

H

Р и с . i9

Автоматизация проектирования меридианного сечения центробежного рабочего колеса была осуществлена при обеспечении плавности изменения ?леридианных скоростей потока без учета стеснения его ло­ пастями от входного отверстия рабочего колеса до выхода из него. По заданному закону изменения меридианной скорости вдоль радиуса R

из уравнения расхода находится ширина канала в меридианном сече­ нии (рис. 19) -8 (R). Затем вдоль линии АВ для построения контура

основного диска в первом приближении строятся окружности диаметром, равным ширине.канала 8 (R) (рис. 19,а). Таким образом находится

форма покрывающего диска в первом приближении. Радиус закругления

ка во втором приближении определяется как касательная к окружнос­ тям, которые в свою очередь касаются покрывающего диска. Форма ос­

сечения слишком мал и следует задать другой радиус закругления, выбрав большее значение коэффициента К п .

50