книги / Насосы и компрессорные машины
..pdfществовать разность давлений между передней и задней стенками лопаток.
На фиг. 73 изображены выходные треугольники скоростей для бесконечного и конечного числа лопаток. Как видно из сравнения треугольников скоростей, в результате влияния конечного числа ло паток происходит уменьшение с2и, а следовательно, и уменьшение созда ваемого напора.
На характер распределения скоростей жидкости в реальном по токе оказывает влияние также форма межлопаточных каналов и вяз
кость жидкости. |
|
|
суммарное |
|
|
|
|
|||||
Учесть |
теоретически |
|
|
|
|
|
||||||
влияние |
|
всех |
этих |
факторов |
не |
|
.4»/ |
|
|
|||
представляется |
возможным. С |
целью |
|
У |
|
V |
||||||
применения к реальным потокам ре |
|
|
|
|
||||||||
зультатов, |
полученных |
на основа |
_ |
м |
2 |
( ш \ |
||||||
нии струйной теории, |
|
вводятся |
по- |
Сги |
г. |
|
||||||
правочные коэффициенты, полученные |
_______ |
|
|
|||||||||
на основании опытных данных. |
абсо |
__________ “г. |
||||||||||
Отклонение |
действительной |
фиг- |
73- |
|
|
|||||||
лютной |
скорости с; |
от |
теоретиче- |
Выходные треугольники |
||||||||
„ |
|
|
1 |
|
|
|
|
, |
скоростей |
для |
конечного и беско- |
|
скои с2 учитывается коэффициентом к , |
|
нечного |
числа лопаток» |
|||||||||
который |
|
характеризует |
отклонение |
|
|
|
|
|||||
^2и ^ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k = |
- ^ |
1. |
|
|
|
|
Тогда |
вместо |
уравнения |
(74) |
можно написать |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
Н( = kHtoo = k |
C2UU2 |
|
|
(80) |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 Г |
|
|
|
где Ht — теоретический напор рабочего колеса центробежного насоса при конечном числе лопаток, т. е. без учета гидравлических потерь в рабочем колесе.
Для определения коэффициента k существуют следующие эмпири ческие формулы:
1) Формула* К. Пфлейдерера:
1
k =
где о = (0,55 -г- 0,65) 4- 0,6 |
sin j32; |
||
г — число |
лопаток; |
входе; |
|
т! — радиус |
колеса |
на |
|
г2 — радиус |
колеса |
на выходе. |
6 560
2)формула акад. Г. Ф. Проскуры:
А.Стодола рекомендует вычислять изменение окружной состав ляющей скорости по формуле
дс2и — Сги— = -у- 1Csin р2-
§6. ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОЙ ТОЛЩИНЫ ЛОПАТОК
Впредыдущих рассуждениях мы считали лопатку бесконечно тонкой. В действительности лопатки имеют конечную толщину, до стигающую s = 3 -f- 6 мм, вследствие чего во входном сечении междопаточного канала происходит сжатие потока с увеличением вход
|
|
|
ной скорости и искривлением |
|||||
|
|
|
линий |
тока. |
|
|
|
|
|
|
|
Чем больше толщина лопа |
|||||
|
|
|
ток по окружности радиуса гь |
|||||
|
|
|
тем |
больше |
величина |
нерав |
||
|
|
|
номерности распределения ско |
|||||
|
|
|
ростей |
во |
входном |
сечении |
||
|
|
|
и степень расширения потока |
|||||
|
|
|
на выходе из канала. |
|
||||
|
|
|
Для |
повышения к.п.д. на |
||||
Фиг. 74. Заостренные выходные и закруглен |
соса |
необходимо |
уменьшать |
|||||
ные входные кромки |
лопаток. |
|
неравномерность |
распределе |
||||
входе. С этой целью входные кромки |
ния скоростей на выходе и на |
|||||||
лопаток |
делают тоньше и за |
|||||||
кругляют, а выходные |
заостряют |
(фиг. 74). |
|
|
|
|
|
|
Для получения зависимостей, учитывающих конечную толщину |
||||||||
лопаток, воспользуемся |
фиг. 75. |
|
|
|
|
|
|
|
Обозначим: |
сечение |
рабочего |
колеса; |
|
|
|||
а — меридиональное |
|
|
б— вид колеса в плане по средней линии тока меридиональной проекции;
ri — внутренний |
радиус колеса; |
|
|
|||||
г2 — внешний |
радиус |
колеса; |
|
полости |
колеса; |
|||
с0 — средняя |
скорость |
жидкости в приемной |
||||||
s — толщина лопатки по нормали; |
|
|
||||||
— толщина лопатки, измеренная по окружности радиуса гх; |
||||||||
с2 — толщина |
лопатки, |
измеренная по окружности |
радиуса г2\ |
|||||
ii — шаг |
лопаток |
на |
входе в межлопаточный |
канал; |
|
|||
t2 — шаг |
лопаток |
на |
выходе |
из межлопаточного канала; |
||||
г0 — радиус входа на |
рабочее |
колесо; |
|
|
bi — ширина канала на |
входе; |
Ь2 — ширина канала на |
выходе; |
2 — число лопаток. |
|
Перед лопатками скорость жидкости
Со <z Ci-
Составим уравнения сплошности для произвольной ширины b меридиональной проекции канала непосредственно перед входной кромкой лопатки и на самой входной кромке.
Фиг. 75. Продольный и поперечный разрезы рабочего колеса.
Для участка перед входной кромкой можно написать
|
Qt = |
2TSibCom, |
|
|
(83) |
|
где Qt — теоретическая секундная |
подача колеса |
насоса в м3/сек\ |
||||
Сот — меридиональная |
составляющая |
скорости |
с0 |
в м/сек. |
||
Так как |
zU = |
2icгь |
|
|
|
|
то |
|
|
|
|||
|
2пгх |
|
|
|
||
|
2 |
|
|
|
||
|
~ |
|
|
|
|
|
Тогда |
|
|
|
|
|
|
Qt = ZtibCorn. |
|
|
(84) |
|||
|
|
|
||||
Для входных кромок уравнение сплошности будет |
|
|||||
Qt — 2 (^1 — Sj) bcim< |
|
(85) |
||||
где С\т — меридиональная |
составляющая |
скорости |
си |
соответствую |
||
щая моменту входа жидкости на кромки лопаток. |
|
|
||||
На основании уравнений (83) и (85) получим: |
|
|
||||
ZtibCom = |
2 |
( ^ i — |
ЬС\т>а х) |
|
|
|
откуда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(.86) |
Отношение |
h |
|
|
|
|
|
|
= |
f i > i |
|
|
|
|
|
h — ai |
|
|
|
называется коэффициентом сужения при входе на колесо. G*
Тогда |
|
|
|
С\т = |
fl^Onv |
(88) |
|
Коэффициенте^ зависит от толщины sx лопатки на входе и |
угла pL |
||
Oi = |
si |
(89) |
|
sin pj ' |
|||
|
|
||
Обычно принимается fi = 1,1, |
-г- 1,25. |
|
Фиг. 76. Входной и выходной треугольники скоростей для бесконечно тонкой лопатки и лопатки, имеющей конечную толщину.
Аналогично можно получить значение скорости и для выходных кромок лопатки
|
|
Сгт= |
С3т,2_~ 0г. |
(90) |
где |
f2 — коэффициент сужения |
на выходе, обычно принимают |
f2 = |
|
= |
1 — 1,15; для |
заостренных выходных кромок коэффициент |
суже |
|
ния принимается |
равным единице. |
|
Можно считать, что на расстоянии г2 + Ь2 поле скоростей выравни вается. Поле скоростей с равномерно распределенной скоростью с3 обычно относят к радиусу колеса г2.
На фиг. 76,а и б изображены треугольники скоростей (входной и выходной) бесконечно тонких лопаток и лопаток, имеющих конеч ную толщину.
§7. УГОЛ р2 И ЕГО ВЛИЯНИЕ НА НАПОР. ТИПЫ ЛОПАТОК РАБОЧИХ КОЛЕС
Угол fa при ах = 90° зависит только от их и Ci и определяется как
tgpx = f . |
(91) |
Практика и теоретические исследования показывают, что для полу чения высоких к.п.д. следует выдерживать оптимальные значения угла (32, оказывающего существенное влияние на форму межлопаточ ного канала, соотношение выходных скоростей и соотношение состав ляющих напора (Н1мст\
Вцентробежных машинах применяются три типа лопаток: 1) ло патки, загнутые назад, когда р2 < 90° (фиг. 77, а); 2) лопатки с радиаль ным выходом, когда р2 = 90° (фиг. 77,6); 3) лопатки, загнутые вперед, когда В2 > 90° (фиг. 77, в).
Впрактике производства центробежных насосов наиболее широко применяются лопатки, загнутые назад; остальные два типа лопаток широко применяются только в вентиляторах.
Для сравнения рабочих колес с различными лопатками и исследо
вания |
влияния |
угла р2 |
предположим, |
что они имеют одинаковые |
Q, г2, /г, а следовательно, и одинаковые |
и2. Будем считать также, |
|||
ЧТО С\т |
= С2т = |
Съ СЦ = |
90° |
|
Фиг. 77. Типы |
лопаток центробежных машин: |
а — лопатки, загнутые назад; |
б — радиальные лопатки; в — лопатки, загнуты |
|
вперед. |
Из треугольников скоростей следует:
— ^2 ' ^2тctg р2,
тогда
H t = ^ - — ^ " c t g p 2. |
(92) |
*°° g
Исследуем полученное выражение (92) для углов р2 m in < 90°, р8 = 90° И р2 шах > 90°
Из выходного треугольника скоростей видно, что при какой-то величине угла pmjn вектор абсолютной скорости с2 станет равным с2т (что будет иметь место при а2 = 90°), тогда с2и = 0, а следовательно Ны = 0, т. е. при некотором минимально возможном угле p2min насос
слопатками, загнутыми назад, перестанет создавать напор. Величину минимального угла можно определить, приравняв вы
ражение (92) нулю,
U2 и
----------------- с 2т C tg Рг mill = 0
откуда
|
c tg Р2 min = ——• |
|
||
|
|
|
с2т |
|
Для лопаток, |
у которых |
угол |
= 90°, уравнение (92) примет вид: |
|
|
|
Нtco |
ui |
(93) |
|
|
T |
||
|
|
|
|
|
Но так как при угле (32= 90° |
с2« = и2, то динамический напор |
|||
будет равен (при |
с2т= с,т = |
с,) |
|
|
Фиг. 78. График изменения |
Hi |
|
в зависимости |
Другими |
словами, |
для |
||||
от |
угла Э2. |
|
|
|
радиальных лопаток, у ко |
|||||
|
|
|
|
|
|
торых угол |
р2 = |
90°, |
пол |
|
ный напор, создаваемый рабочим колесом, состоит из равных |
двух |
|||||||||
частей — динамической и |
статической |
|
|
|
|
|
||||
|
^too |
~ |
т H toocm + *9 |
H I |
|
|
|
(94) |
||
Рассмотрим колесо, |
у |
которого |
лопатки |
имеют |
угол |
р2 > |
90° |
|||
и С2и = 2W2, тогда |
динамический напор будет |
равен |
|
|
|
|||||
|
|
Ht |
(2ц2)а |
|
|
|
|
|
(95) |
|
|
|
|
lot |
g |
|
|
|
|
|
|
а полный напор |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 я |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
“гс»и_ и22и2 |
|
|
|
(96) |
||
|
|
|
|
g |
g |
g |
|
|
|
|
Следовательно, |
Hta>= |
Н1<я4 , а это значит, что НиСт= 0. |
|
Ht„ |
||||||
Отсюда следует, что |
при |
угле (32тах и |
с2и = |
2 ы2 напор колеса |
создается только в динамической форме. При (32 > р21Т)ах насос не смо жет создавать напор (так как тогда //tooa> Н1ос, чего быть не может).
Пользуясь уравнениями для напора, можно построить графические
зависимости Н1ж— ф2) (фиг. |
78). |
|
|
Кривая |
ЕК характеризует изменение |
полного напора, кривая ЕН |
|
изменение |
статического напора: |
|
|
Ht^cm — H,n — Н1а>д = |
- - - - у |
Сгт C t g Р 2 |
2g
но так как
4 — с\ = 4 , = (и2 — с2тctg ад*,
уравнение кривой ЕН будет:
Н |
_ |
2 |
__(с2т Ctg Ра)2 |
(97) |
п / х ст — |
"2^ |
2g |
||
|
|
|
|
|
Значения напоров влево от линии D — D соответствуют углам р2 < |
||||
< 90°, а вправо — углам |
р2 > |
90°. |
|
Несмотря на то, что при лопатках, загнутых вперед, можно полу чить больший суммарный напор, на практике предпочитают применять лопатки, загнутые назад, исходя из следующих соображений. Каналы, образованные лопатками, загнутыми назад, получаются более плав ными, следовательно, потери в них будут меньшими. В каналах с ло патками, загнутыми вперед, получается больший динамический напор, чем в каналах с лопатками, загнутыми назад, а это значит, что в про цессе преобразования его в статический будут возникать дополнитель ные гидравлические потери.
В настоящее время в центробежных насосах применяют углы (32 =
= 15 -f- 30°, а |
в редких случаях до 50°. |
§ 8. НАПОР ЦЕНТРОБЕЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА |
|
Ввиду того, |
что напор, создаваемый вентилятором, весьма мал |
по сравнению с напором, создаваемым насосом, для большего удобства его принято выражать в миллиметрах водяного столба. Необходимо заметить, что в данном случае 1 мм вод. cm. выражает давление, чис ленно равное 1 кг/м2.
Принимая во внимание, что удельный вес воздуха примерно в 800 раз меньше удельного веса воды, величиной z, входящей в уравне ние Бернулли, для воздушного потока можно пренебречь. Уравнение Бернулли без учета потерь в этом случае будет следующим:
с2
Н -\—2^7 = const м,
где Н = — величина воздушного столба в м\
с — скорость газа в м!сек.
Высота, соответствующая скорости с, т. е. |
должна быть также |
выражена в метрах воздушного столба. Для того чтобы эту высоту перевести в миллиметры водяного столба, ее необходимо умножить на отношение удельных весов воздуха и воды (feoa = 1000 кг/м?) и на тысячу, т. е.
с2
2^
Чвозд |
Чвозд |
юоо |
2 |
|
|
1000 = тшг |
----- г2 |
мм вод. cm. |
|
"ïeod |
2g |
С |
Основное уравнение для напора центробежного вентилятора будет
иметь следующий вид: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
Hteo = |
р (и2с2и— utfm) мм вод. cm. |
|
|
(98) |
||||||||
или |
|
|
|
и — и |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
+ |
С“ __ |
мм вод. cm. |
|
(99) |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
с 2 |
С\ |
|
||||
Рассмотрим, куда расходуется |
напор, |
создаваемый |
вентилятором. |
|||||||||||||
С этой целью воспользуемся схемой (фиг. 79). |
|
сече |
||||||||||||||
Составим |
уравнения |
Бернулли |
для четырех характерных |
|||||||||||||
ний |
/, |
//, III и |
IV |
Для |
сечений |
/ |
и //, принимая скорость |
в |
се |
|||||||
|
|
|
|
|
|
ш |
|
чении / |
равной нулю, можно |
на |
||||||
|
|
|
|
ш |
3 |
|
писать: |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
"д |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
#* = # ,cm 11 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ IV мм вод. cm., |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
или |
|
|
|
||||
|
I |
|
|
ш |
|
ш |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
Н е |
h |
— Нет II |
Р |
|
|
||||
Фиг. |
79. |
Схема |
работы |
вентилятора: |
|
|
|
|
||||||||
/ — объем, |
из которого |
производится всасы |
|
|
|
= |
Н ц мм вод. cm., |
|
|
|||||||
вание; 2 — всасывающий |
трубопровод; 3 — на |
|
|
|
|
|
||||||||||
гнетательный трубопровод; 4 — объем, |
в кото |
|
где |
Н с,пп — статический напор в се |
||||||||||||
|
рый производится нагнетание. |
|
|
|
||||||||||||
|
|
h'— потери напора |
на трение |
во |
|
чении //; |
|
|
||||||||
|
|
всасывающей |
трубе; |
|
|
|||||||||||
рЛ |
— динамический |
напор |
в |
сечении //; |
|
|
|
|||||||||
|
g |
|
|
|
напор |
в сечении |
II. |
|
|
|
|
|
||||
|
Нц — полный |
|
|
|
|
|
||||||||||
Для сечений III |
и |
IV будет справедливо |
|
|
|
|
||||||||||
|
|
Hem III + р |
411 |
= HCi |
|
р —2— |
^ |
мм вод. cm., |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
cm iv |
|
|
|
||||||||
или |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Hцj = |
HH+ |
cl |
4- |
К |
мм вод. cm., |
|
|
|
||||
|
|
|
|
p |
|
|
|
|||||||||
где |
h" — потери |
напора |
в |
нагнетательной |
трубе; |
|
|
|
||||||||
|
#ш — полный напор |
в сечении III. |
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
Hiv = #«, |
civ = |
са. |
|
|
|
|
^Известно, что напором называется разность полных удельных энер гий за вентилятором и перед ним. Для рассматриваемого случая полная удельная энергия перед вентилятором равна
Ни = Нст„ |
с2 |
Нв —Л'. |
а за |
ним |
|
|
|
|
|
Hiл = |
Нст и J + |
о |
= Нст tv + р |
+ h* |
тогда |
напор вентилятора будет: |
|
|
||
|
|
|
|
|
( 100) |
Таким образом, |
напор, |
создаваемый вентилятором, расходуется |
на: 1) преодоление разности давлений перед всасывающим и за нагнета
тельным трубопроводами; 2) создание скоростного |
напора на выходе |
|
из нагнетательного трубопровода; |
3) преодоление |
гидравлических со |
противлений всасывающего и нагнетательного трубопроводов. |
||
Если давления в помещениях одинаковы, то |
|
|
Я = р 4 |
+ h '+ h \ |
|
§ 9. ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ И ВЕНТИЛЯТОРОВ
Под характеристикой насоса или вентилятора понимается функцио нальная графическая зависимость между их параметрами. Различают теоретические и действительные характеристики. Теоретические ха рактеристики получают на основании математического анализа основ ных уравнений турбомашин. Действительные характеристики строят ся на основании обработки результатов испытаний реальных машин. Теоретические характеристики могут быть составлены с учетом гидрав лических потерь и без их учета, они указывают только на качествен ную сторону зависимости между параметрами машины. Действитель ные же характеристики дают количественную связь между рассматри ваемыми параметрами. К действительным характеристикам следует также отнести универсальные и безразмерные характеристики.
Универсальная характеристика машины представляет собой сов мещенный график зависимости между ее отдельными параметрами на различных режимах работы. Безразмерные характеристики — это графические зависимости между безразмерными коэффициентами, характеризующими работу той или иной серии подобных машин.
Наибольшее значение из всех характеристик имеет зависимость между подачей и напором машины, т. е. Я — Q, поэтому характери стику Я — Q часто называют основной (главной) характеристикой турбомашины. Имея зависимость Я — Q, можно получить зависимо сти N — Q и т] — Q, а зная эти три зависимости для различных чисел оборотов, можно построить и универсальную характеристику. Знание характеристик позволяет расширить область применения турбома шины, а также более рационально ее использовать на различных ре жимах работы.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ
----------------------------------------------- ------------------------ ,
Основная теоретическая характеристика H tго — Qt. Для получения
основной теоретической характеристики принимаются следующие допущения: а) насос или вентилятор идеальные, т. е. потери отсутст вуют; б) число лопаток рабочего колеса бесконечно большое; в) вход жидкости на рабочее колесо радиальный (при ах = 90°); г) машина может создавать неограниченный по величине напор Htooи подавать
неограниченное количество жидкости |
Qt. |
|
||||||
В уравнение (73) вместо скорости с2и подставим ее значение |
|
|||||||
|
|
С^и — ^2 |
C'2rn C tg |^2 - |
( 101) |
||||
На основании уравнения сплошности можно написать |
( 102) |
|||||||
|
|
|
2п‘ — nDib ' |
|||||
|
|
|
с |
|
- Л |
_ |
|
|
где D2 — внешний |
диаметр |
рабочего |
колеса; |
|
||||
Ь2— ширина |
рабочего |
колеса |
на |
выходе. |
|
|||
Принимая во внимание уравнения (101) и (102), основное уравне |
||||||||
ние Эйлера можно представить в следующем виде: |
|
|||||||
|
и |
_ |
g |
___ и2 |
|
|
||
|
|
|
|
g |
KD2b2CtgP2 |
(103) |
||
Зная, что окружная |
скорость |
|
|
|
||||
|
|
и2 |
|
тzD2n |
Mjc&c, |
|
||
|
|
|
|
|
60 |
|
|
|
уравнение (103) может |
быть представлено так: |
|
||||||
|
= т ( ж ) ’ п‘ — |
|
<|041 |
В полученном уравнении (104) величины D2 и Ь2являются конструк тивными элементами рабочего колеса и для данного насоса будут неиз менными. Величины Hteo, Qt и п — основные параметры насоса, ко
торые можно изменять |
при заданном |
угле (32 в широком диапазоне. |
Теоретически, за счет |
изменения величин, входящих в уравнение |
|
(75), можно добиться любых значений |
Qt и Н1о0. |
Для упрощения дальнейших исследований рассмотрим случай, когда число оборотов насоса будет постоянно, а угол Р2 будет изменять ся в пределах от p2min до р2тах, т. е. составим функциональную зависи
мость Ht», = / (Qt) при п = const для различных типов |
рабочих ло |
паток. |
|
Обозначим |
|
Тогда уравнение (104) упрощается и принимает вид: |
|
//,=* = a — bQ( ctg р2. |
(105) |
Нетрудно видеть, что уравнение (105) является уравнением прямой. В зависимости от величины угла р2 такие прямые будут иметь неко торый наклон.