книги / Насосы и компрессорные машины

определить коэффициенты Су и Сх при исследовании обтекания профи­ лей капельной жидкостью непосредственно в гидродинамических трубах или лотках. На основании данных продувок ппофилей строят

Отношение подъемной силы к лобовому сопротивлению или, что одно и то же, отношение коэффи циента подъемной силы Су к коэф­ фициенту лобового сопротивления Сх называется качеством профиля и обозначается буквой К,

(255)

Обратное отношение

называется обратным качеством.

Величина скорости wm может быть определена из треугольников скоростей (фиг. 153)

а направление ее, определяемое углом рт , можно найти из соотношения

Для того чтобы можно было воспользоваться форму­ лой Жуковского (251), необ­ ходимо знать циркуляцию скорости вокруг профиля в решетке, которая в резуль­ тате влияния профилей друг на друга будет меньше цир­ куляции Рь

Взаимное влияние про­ филей учитывается поправоч­ ным коэффициентом Р, кото­ рый определяется расчетно­ опытным путем.

Коэффициент Р представляет собой отношение коэффициента подъемной силы профиля Су в решетке к коэффициенту подъемной

силы одиночного профиля Су

Зная величину коэффициента Р и значение циркуляции Pi вокруг одиночного профиля, можно вычислить циркуляцию вокруг профиля в решетке

Коэффициент Р можно определить из графика (фиг. 154), построен­ ного на основании теоретического расчета обтекания решеток пластин для различных значений углов (3. Опыт и расчеты показывают, что коэффициент Р зависит в основном от угла установки и относи­ тельного шага решетки Т.

С увеличением Т взаимное влияние профилей в решетке уменьша­ ется и коэффициент Р стремится к единице.

Для редких решеток, у которых

т = {о > 1,6,

коэффициент Р можно принимать равным единице, а следовательно

L>y = Су.

На основании выражений (273) и (274) можно сделать вывод, что циркуляция скорости рабочего колеса насоса прямо пропорциональна напору, создаваемому им, и обратно пропорциональна угловой ско­ рости вращения.

Принимая во внимание выводы гидромеханики о том, что возник­ новение циркуляции обусловлено силами вязкости и, следовательно, при обтекании идеальной жидкостью циркуляция возникать не может, можно сделать вывод, что насос, перекачивающий идеальную жидкость, напора не создает.

§ 6. НАПОР НАСОСА

При проектировании насоса возникает задача определения по заданным параметрам Q и Н основных размеров насоса и профили­ рования его лопастей.

Рассмотрим лопасть длиною, равной единице. В результате вра­ щения лопасти в реальной жидкости возникает сила Р.

Угол |а, образованный между направлениями сил Р и Ру, можно вычислить по формуле

Известно, что мощ­ ность, потребляемая тур­ бомашиной, прямо про­ порциональна моменту окружной составляющей силы относительно оси вращения рабочего ко­ леса.

Из плана сил, дей­

Фиг. 156. План сил для профиля. ствующих на профиль,

видно:

Для вращения колеса, имеющего z лопастей длиною, равной еди­ нице, необходима мощность

В свою очередь, расход, согласно уравнению сплошности, может быть определен так:

Q( = 2nrlca

или для случая, когда длина лопастей / = 1,

Q/ — 2ти/'Сд = ztCçiy

Уравнение (281) связывает между собою основные факторы, влия­ ющие на величину напора, создаваемого осевым рабочим колесом. В него косвенно входят основные размеры рабочего колеса, а также подача насоса Формально, исходя из этого уравнения, можно сделать вывод, что осевой насос может создать бесконечно большой напор.

В действительности Су>до», Ь—и —можно увеличить только до опреде-

1 Са

ленного предела. Су можно увеличить путем увеличения угла пово­ рота потока внутри решетки. Однако при сравнительно небольшом значении этого угла это уже приводит к отрыву потока от стенок и резкому возрастанию потерь. Потери также быстро увеличиваются

ния количества лопаток при данных размерах рабочего колеса, так как при этом увеличивается поверхность соприкосновения потока с твердыми стенками, ограничивающими его.

Окружная скорость и ограничена прочностью металла, из которого изготавливаются лопатки, а также возможность появления кавита­ ции у вершин лопаток. Действительно, при заданной осевой скорости увеличение а может привести к чрезмерному возрастанию абсолютной скорости, т е. к резкому уменьшению давления жидкости до давления парообразования при данной температуре.

§7. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ И К. П. Д.

Восевом насосе, как и в любой машине, в процессе работы проис­ ходит потеря энергии, т. е. не вся механическая энергия двигателя передается потоку перекачиваемой жидкости.

фузорный эффект, что будет, например, справедливо для цилиндри­ ческого канала постоянного сечения.

Давление рг на входе в этом случае будет больше давления р2 на выходе вследствие наличия сопротивлений.

Принимая во внимание сказанное выше, согласно уравнению Бернулли при Z\ = г2 можно написать:

или

Рх = тА»л-

В формуле (285) рх представляет собой снижение давления в ка­ нале, обусловленное, в данном случае, лобовым сопротивлением (Рх) лопаток. Величину снижения давления рх можно определить и иначе, если будут известны сила Рх и площадь, на которую воздействует эта сила. Для рассматриваемого случая площадь F будет представлять площадь сечения канала, нормальную к скорости wm(фиг. 157).

Принимая высоту канала равной единице, площадь можно опре­ делить так:

hWk — ft sin р (287)

Умножая левую и правую части формулы (287) на число лопастей г, получим гидравлические потери в рабочем колесе.

Зная элементы решетки профилей и ее характеристики, можно вычислить потери, возникающие при обтекании этой решетки пото­ ком реальной жидкости.

Преобразуем формулу (287) таким образом, чтобы в нее вошли параметры, характеризующие поток и рабочее колесо.

Из плана сил (см. фиг. 156) следует:

Р х = ^tg|X,