книги из ГПНТБ / Соколов Ю.Н. Основы единой теории лопастных машин (насосов, вентиляторов, воздуходувок) [учеб. пособие для студентов втузов]
.pdfОпределяя отсюда |
и 2 |
с и 2 |
и а{ |
с и 1 |
и |
подставляя |
эти |
||||||
величины в уравнение Эйлера, получим |
|
|
|
||||||||||
|
_ |
и\ |
- и |
\ |
w\ — w\ . |
с\ — с\ |
ж—13') |
||||||
Т |
|
|
2 |
|
|
|
2 |
|
|
2 |
' |
|
|
Так как е-г = |
— (с\ — с?), потенциальная часть тео- |
||||||||||||
ретической |
энергии, |
передаваемой |
колесом, |
опреде |
|||||||||
ляется |
выражением |
|
|
|
|
и»? —w] |
|
|
|||||
|
еТ / > = * т - г т е = |
и\ |
— |
и] |
.... |
_. |
|||||||
|
|
- 2 |
|
|
^ |
L - |
( Ш - 5 ) |
||||||
Это позволяет степень |
реактивности |
представить в виде |
|||||||||||
8 = _ % = |
|
{ u |
\ - |
u \ ) ~ { w \ |
-w}) |
|
п н _ 4 " ) |
||||||
|
е т |
|
( a l - a ? ) ( w S - w ? ) + ( c i - c , J ) ' |
особен |
|||||||||
Такая |
форма |
оценки |
степени |
реактивности |
|||||||||
но удобна |
д л я |
о с е в ы х |
|
|
|
|
|
|
|||||
к о л е с , |
когда |
к 2 |
= |
и,. |
|
|
|
|
|
|
|||
В этом |
случае |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
е = = |
|
w\ — w\ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
{w\-w\)-}-{cl-c\) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
( Ш - 4 " ос)
и, следовательно,
0 = 0 , когда w1 = w2; в = 0,5, когда Wi = с2 ;
9 = 1 , |
когда |
Cj = |
сг\ |
|
0 > 1, |
когда |
С( > |
с2 . |
|
Соответствующие |
этим |
|
||
случаям |
формы |
решеток |
Рис. III—3 |
|
профилей |
показаны |
на |
||
рис. III—3. |
|
|
|
|
Осевые колеса со степенью |
реактивности 0 = 0,5 |
находят широкое применение при больших окружных скоростях (и% > 240 м/сек на наружном радиусе колеса R). Это целесообразно, когда необходима высокая про-
изводнтелыюсть осевой машины при малых ее габаритах.
Колеса с реактивностью в = 1 целесообразно |
применять |
при умеренных ( « / ? < 200 м/сек) окружных |
скоростях. |
Они обеспечивают пологую характеристику машины, т. е. не резкое падение давления с увеличением производи тельности.
§ III—3. Элементарная методика расчета
центробежного колеса
Расчет размеров центробежных колес до последнего времени проводился лишь иа основе струйной теории. В соответствии с установленными выше зависимостями, методику такого расчета можно охарактеризовать следующим.
Заданными величинами обычно являются полное повышение давления Ар н/м2, которое должна развивать машина, ее производительность Q м3/сек и плотность перемещаемой жидкости или газа р кг/м3. Может быть задано и число оборотов п об/мин на валу машины, но при этом следует иметь в виду, что в сочетании с опреде ленными значениями Ар и Q произвольно заданное число
оборотов |
может оказаться неосуществимым. |
1. Так |
как в основные расчетные зависимости входит |
не полезное повышение полного давления Ар, а его тео ретическая величина Арт, необходимо прежде всего оце нить вероятную величину гидравлического к. п. д., с кото рым будет работать рассчитываемая машина.
При этом следует ориентироваться на результаты экспериментальных исследований выполненных образ цов машин, аналогичного проектируемому типа. Так,
например, для |
центробежных |
вентиляторов |
т/г = 0,75 |
||
-н 0,9, причем |
с уменьшением |
выходного |
угла |
(32 (загиб |
|
лопаток |
назад) |
щ увеличивается. Для |
центробежных |
||
насосов |
справедлива та же закономерность, |
но здесь, |
как правило, применяются лишь загнутые назад лопат ки, а числовые значения у\г несколько выше(0,85н-0,95).
Оценив гидравлический к.п.д., определяем теоре тическое повышение давления, развиваемое проекти руемой машиной,
V T = — — н/м-
'Чг
или соответствующую величину полной теоретической энергии
|
|
е т |
= |
^ т |
дж |
кг. |
|
|
|
2. |
|
|
|
р |
|
|
|
|
|
Эта величина |
по |
(II —17') |
определяет |
необходи |
|||||
мую |
окружную |
скорость |
и-, |
на |
выходе |
с центробеж |
|||
ного колеса, если известны коэффициенты |
и |
az. |
|||||||
Поэтому' приходится |
предварительно оценить |
их |
чис |
||||||
ловые значения |
по (II —18') |
и, |
например, |
по |
формуле |
акад. Проскуры (II—15), ориентируясь на выбранную
величину |
угла |
{З.,л. Углом |
of, числом |
лопаток z |
и от- |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
д |
• = т. |
ношением |
входного |
и выходного |
диаметров |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Do |
|
при этом |
приходится-задаваться |
с |
последующей |
про |
|||||||||
веркой |
и |
необходимостью пересчета в случае боль |
|||||||||||
ших расхождений. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Оценив |
<?оо |
и az, |
находим |
Вт |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
/ |
|
м'сек. |
|
|
|
|||
При |
|
|
|
|
|
|
|
п |
об'.мин |
это |
опре |
||
заданном числе оборотов |
|||||||||||||
деляет |
и наружный |
диаметр |
колеса |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
„ |
= |
60 и |
м. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
и |
|
|
|
|
|
|
||
Необходимую окружную |
скорость |
на выходе с цент |
|||||||||||
робежного колеса можно |
определить |
также, |
используя |
||||||||||
уравнение |
(III—1) |
и |
минуя |
при этом |
предварительную |
||||||||
оценку |
коэффициентов <рсо и аг, |
если сг2 |
оценивать с уче |
||||||||||
том .осреднения выходной |
скорости |
с2 и определяемо |
|||||||||||
го конечным |
числом |
лопаток отклонения потока на вы |
|||||||||||
ходе, т. е. вводя в |
|
расчет не выходной угол лопат |
|||||||||||
ки р2 л , |
а |
выходной |
|
угол |
потока |
р 2 . = Р2л — ApV |
Решая |
||||||
уравнение |
(III—1) |
|
относительно |
щ |
|
(как |
квадратное) |
||||||
и отбрасывая |
второй |
корень, получаем |
|
|
|||||||||
|
|
И? |
= |
|
|
|
/ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Осредненная радиальная скорость на выходе с цент робежного колеса при этом должна определяться по
6, Заказ 4543. |
8J |
расходу |
жидкости или газа, |
протекающего ч'ерез ко |
|||||||||||||
лесо с |
учетом |
утечек |
|
(§111 — 12), |
Qк = Q + Q у |
ї і л*3/се/с. |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
Сг2 |
|
|
|
Qtc |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
где |
D2 |
— наружный |
диаметр |
колеса, м; |
|
|
|||||||||
|
Ь — его осевая |
ширина |
на |
выходе; |
|
|
|||||||||
|
[а„ — коэффициент, |
учитывающий стеснение |
выход |
||||||||||||
|
|
|
ного |
сечения |
лопатками. |
|
|
|
|||||||
|
3. Размеры |
входного |
сечения |
центробежного коле |
|||||||||||
са |
следует |
согласовывать |
с |
размерами |
всасывающего |
||||||||||
патрубка |
и с допускаемой |
в нем средней |
скоростью |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
= |
|
Q |
• |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Са |
|
|
М СЄК, |
|
|
|
|||
где |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Лі = - т (do — dlr)[h> м2; |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
dQ |
— диаметр |
входного |
|
патрубка, |
м; |
|
|
||||||||
dUT— диаметр |
втулки или вала, |
м (в центробежных ма |
|||||||||||||
|
шинах |
консольного |
т и п а й „ т |
= 0; |
|
|
|||||||||
Р0 — коэффициент поджатая потока при входе во вса |
|||||||||||||||
|
сывающий |
патрубок |
(при диаметре |
всасывающего |
|||||||||||
|
трубопровода, равном dn, цп г=;1). |
|
|
||||||||||||
Для |
вентиляторов |
А. Н. Шерстюк [43] рекомендует |
|||||||||||||
приведенный диаметр |
входа |
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
dinp = |
Vdj) |
+ |
d'em |
|
|
||||
выбирать, |
исходя |
из условий |
минимума потерь Д/?вх при |
||||||||||||
входе на |
рабочее |
колесо. |
Приравнивая |
нулю |
произ- |
||||||||||
водную — |
|
, он вывел |
зависимость |
|
|
||||||||||
|
|
|
ddUip |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
rfi пр ==RV |
|
|
|
|
|
( Ш - 5 ) |
||||
где |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Я = 3 , 2 5 ] / ^ х |
|
+ |
Спов + |
^пСл . |
( |
Ш _ 6 ) |
\-СЛ
ct — скорость на входе |
в |
колесо; |
|||
коэффициенты |
гидравлических сопротивлений: |
||||
Св х —во входной коробке; |
|
|
|||
чпо» — при |
повороте |
потока |
к лопаткам центробежного |
||
колеса; |
|
|
|
|
|
Сл — в межлопаточных |
каналах. |
||||
Оценивая нормальные числовые значения этнхх коэф |
|||||
фициентов, А. Н. Шерстюк рекомендует принимать: |
|||||
а) для вентиляторов с односторонним входом и вса |
|||||
сывающим |
трубопроводом R = |
3,5 -г- 3,8; |
|||
, б) для |
вентиляторов с двухсторонним подводом и |
||||
входными коробками R = 3,8 -=- 4,2, |
|||||
считая, |
что в обоих |
случаях К0 = \. |
|||
При |
|
УЩ = — |
= 0,5 |
||
во втором |
случае R = 3,6 |
4. |
|
||
Для центробежных |
насосов |
Д. Я. Суханов [38J ре |
комендует приведенный диаметр входного сечения оценивать по формуле
гіі„р=.(4-г-4,5)т/5, ' п. |
( Ш - 7 ) |
|
а С. С. Руднев |
[25] — определять |
скорость во вход |
ном патрубке по |
формуле |
|
|
с0 = 0 , 0 6 ^ 0 ^ . |
( I I I - 8 ) |
Выбрав приведенный диаметр входного сечения цент робежной машины и определив скорость в этом сечении, соответствующую расчетной производительности, перехо дят к определению входного диаметра колеса Dx и ши рины на входе Ъ\. Чаще всего принимают £>і та do, но в специальных случаях допускаются и заметные отступ ления от этого равенства, обусловленные конструктивны ми соображениями и экспериментами на моделях.
Радиальную проекцию средней скорости входа на
центробежное |
колесо сгі |
выбирают, |
исходя |
из условия |
||
получения угла |
(Зі входного треугольника скоростей, обе |
|||||
спечивающего |
наивысшие |
значения |
.гидравлического |
|||
к. п.д. |
• , |
|
|
. |
' |
' |
Для вентиляторов |
с загнутыми |
назад |
лопатками |
|||
рекомендуется |
обеспечивать |
практическое- • равенство |
||||
б». |
|
|
|
|
|
83 |
скоростей сг і и cQ: |
принимают сг і — 0,95 |
-4- |
1,05, |
но |
||
в отдельных случаях, как, |
например, в вентиляторах типа |
|||||
Экк, допускается и заметное увеличение сг\ |
по |
сравне |
||||
нию с Со. Призагнутых |
вперед |
лопатках |
и |
больших |
||
т = Di : D2 практикой веитиляторостроения |
выработана |
|||||
рекомендация: с г і = |
(0,7 |
н- 1,0) |
с0 . |
|
угол |
pi |
Для центробежных насосов |
рекомендуется |
выбирать в пределах от 15° до 22°, в соответствии с чем определяется радиальная сг1 или меридиональная с т 1 — составляющие входной скорости.
Ширина лопаток центробежного колеса на входном диаметре в осевом направлении определяется уравнением расхода
TTD, р*J Сг1
а при наклонном срезе входных кромок лопаток — в на правлении этого среза
b |
- |
Q |
|
|
|
|
V-l С ml |
|
|
Здесь (Lii — коэффициент, учитывающий |
неполное исполь |
|||
зование входного |
сечения |
nD\bu как |
за |
счет входных |
кромок лопаток,.так и за счет возможности |
образования |
вихревых зон, снижающих полезное сечение направлен
ного потока. При загнутых назад лопатках |
= 0,85 н- |
||||||
|
0,95, |
а при |
загнутых вперед—ці = 0,7 -=- 0,9. |
|
|||
н- |
4. Определив наружный диаметр центробежногоJXI |
коле |
|||||
са |
D2 |
по необходимой окружной скорости «2 и |
заданному |
||||
числу оборотов |
п |
(см. выше § |
1), а внутренний D\ |
—по |
|||
рассмотренным |
в |
§ 3 условиям |
входа, весьма |
вероятно |
получить не соответствующее выбранным прежде и уста новившимся нормативам отношение in = D\/D2. В таких случаях необходим пересчет, связанный с изменением числа оборотов проектируемой машины и доводящий отношение т до установленных практикой нормальных значений. При этом следует учитывать, что для центро бежных вентиляторов не рекомендуется выходить за пре делы т = 0,8 -ь 0,5, так как увеличение этого отношения приводит к чрезмерно коротким (в радиальном направ лении) лопаткам, а его уменьшение увеличивает так на зываемые дисковые потери (см. ниже § III—14).
5. Углы, определяющие направление входной и выход ной кромок лопаток центробежного колеса, в первом приближении определяются расчетами по осредненным скоростям. Так, на входе
р, = arctg |
° r l |
, |
|
что очевидно по входному |
треугольнику |
скоростей |
|
(рис. II—3 б). При радиальном |
входе си \ = |
О, а окруж |
ная скорость определяется по входному диаметру и вы бранному числу оборотов
Угол |
входной |
кромки |
лопатки |
р 1 л |
выбирают |
по |
рх по |
тока, |
задаваясь углом |
атаки а. = |
р1 л — р, = 5° -ь- 8°. |
||||
Выходной |
угол лопаток р2 л |
определяется |
по |
ранее |
установленному углу выхода потока % и отклонению
потока |
на выходе |
др2 = р 2 л |
— р2 |
(§11—7). |
|
|
Зная |
углы р 1 л |
и р2 л , можно |
определить |
геометри |
||
ческую |
форму, лопатки центробежного |
колеса, в прос |
||||
тейшем |
случае, очерчивая |
ее по |
дуге |
окружности. |
||
Рабочие колеса |
крупных |
центробежных |
машин, где |
стремятся к максимальным к.п.д., выполняют с лопатка ми не цилиндрической формы, а изогнутыми в.форме по верхности двоякой кривизны. Необходимость этого опре деляется неравномерностью поля скоростей в межлопа точном канале по его осевому сечению, что определяет и неодинаковые углы Pi и (32 на разных расстояниях от заднего диска колеса до переднего. Более сложную фор му, чем пластинка постоянной толщины, загнутая по дуге окружности, придают лопаткам крупных центробежных машин и в их диаметральном сечении. Лопатки центро бежных насосов и вентиляторов нередко изгибают по логарифмической спирали, а в современных типах высо коэкономичных вентиляторов их сечениям придают форму хорошо обтекаемых авиационных профилей.
§ III—4. Современное развитие теории и методики
расчета центробежных машин
Струйная теория лопастных машин, базирующаяся, по существу, на условном (идеализированном) представ-
ленин о течении жидкости или газа по межлопаточным каналам бесконечно малых сечений ( z = o o ) , не может обеспечить профилирование лопаток центробежного ко-
.леса оптимальной формы, так как последняя определя ется сложным пространственным течением в межлопа точных каналах конечных размеров. Кроме того, как это очевидно из приведенной выше схемы простейшего расчета центробежного колеса, базирующегося на струй ной теории, такой расчет не обеспечивает однозначных решений: результаты расчета определяются выбором нор мативных соотношений конструктивных углов Pi И Рг и других параметров, оцениваемых на основе опыта конст руирования центробежных машин и их сравнительной оценки по результатам испытаний выполненных образ цов или моделей.
Все это определило необходимость разработки новых н более совершенных методов расчета центробежных ко лес, применение которых и обеспечило создание совре
менных высокоэкономичных машин |
соответствующего |
||
типа, |
к. п. д. которых |
на оптимальном |
режиме достигает |
90% |
и приближается |
к максимально |
возможным. Широ |
ко применяемый за последний период прием эксперимен тирования на моделях, т. е. экспериментальный подбор их наивыгоднейших форм, не исключает необходимости создания отмеченных выше методов расчета центробеж ных колес, так как только на их основе такой подбор оптимальных форм новых типов машин может быть на учно организован и рационализирован.
Развитие новых приемов расчета центробежных ма шин как в СССР, так и за рубежом, протекает за пос ледний период в двух направлениях: по пути применения теоретических методов анализа потенциального обтека ния круговых решеток профилей и в направлении экспе риментального исследования кинематической структуры потока, протекающего по межлопаточным каналам цент робежного колеса.
Первое направление является, по существу, примене нием к расчету центробежных колес вихревой теории. Это нашло отражение в относящихся еще к двадцатым го дам текущего столетия работам В. Шпангаке, А. Буземана и академика УССР Г. Ф. Проскуры. Существенное зна чение в дальнейшем развитии теоретических исследований
потенциального обтекания круговых; решеток профилей, отражающего гидродинамические процессы в межлопа точных каналах центробежных колес, имели исследования школы профессора И. Н. Вознесенского в применении к гидравлическим машинам осевого типа. Важную роль па современном этапе развития теории и методов расчета центробежных колес сыграли исследования, проводивши еся конструкторскими бюро Ленинградского металличе ского (ЛМЗ), Невского машиностроительного имени Ленина и Московского имени Калинина заводов, во Все союзном институте гидромашиностроения (ВИГМ), в Ле нинградском политехническом институте (ЛПИ) и в Московском ВТУ им. Баумана.
Новые методы расчета центробежных вентиляторов разработаны за последние годы вентиляторной лаборато рией ЦАГИ. Так, развивая и конкретизируя метод иссле дования потенциального обтекания круговых решеток профилей путем конформных отображений, разработан ный ранее Г. И. Майкапаром, сотрудником лаборатории центробежных вентиляторов ЦАГИ Т. С. Соломаховой [33] решена задача по определению расчетных характе ристик вращающихся круговых решеток, составленных и? отрезков логарифмических спиралей. Применение конформного отображения плоскости такой круговой решетки профиле'й на плоскость окружности единичного радиуса позволило получить для этого случая уравне: ние, определяющее относительную величину теоретиче ского давления,
т. е. теоретически обосновать зависимость этой важней шей характеристики работы центробежного колеса от геометрической формы его лопастей, очерченных по лога рифмическим спиралям. Цифровые методы решения по лученных уравнений с помощью быстродействующих счетных машин обеспечивают сходимость расчетных аэ родинамических характеристик # т (Q) для рассматрива емых решеток в широком изменении их геометрических параметров и на режимах, близких к оптимальному, со ответствующему максимальному к.п.д., когда течение можно считать безотрывным (рис. III — 4) . Аналогичные
теоретические исследования для других и более сложных случаев потенциального обтекания круговых решеток профилен продолжаются. Надо полагать, что такие ис следования найдут применение и в методике расчета рабочих колес центробежных насосов.
ДА- us
в *
С/ |
|
|
— |
*. t£ |
о |
oj |
аг |
Cti- |
|
|
Р и с. |
I I I — і |
|
|
Сложность математических задач, связанных с теоре тическими методами расчета центробежных колес, при водит к целесообразности разработки эффективных мето дов их расчета и на базе экспериментальных исследова ний. Особое значение здесь приобретают исследования пространственного течения .в межлопаточных каналах центробежного колеса на изменяющихся режимах его работы. Такие, исследования проводились, например, также в вентиляторной лаборатории ЦАГИ И. Л. Локшиным [15].
В этих исследованиях с помощью цилиндрических зондов2 5 ), вращающихся вместе с центробежным коле сом и перемещающихся по выходному и входному се чениям межлопаточного канала, удалось тщательно ис следовать действительную структуру соответствующего
2 5 ) Трехканальная пневмометрическая трубка, позволяющая из мерять как модуль вектора скорости в потоке, так и его направ ление.