книги из ГПНТБ / Калинушкин М.П. Гидравлические машины и холодильные установки учебник

оптимальном режиме оказывается близкой к максимальному ее значению.

Кривые мощности различных осевых нагнетателей существенно различаются по форме. У некоторых нагнетателей кривые N,—L по форме весьма похожи на кривые р—L центробежных нагнета­ телей с лопатками, загнутыми вперед (кривая е), у некоторых кри­ вая N—L с увеличением производительности нагнетателя неуклон­ но снижается (кривая г); для многих других осевых нагнетателей мощность с изменением производительности практически не изме­ няется вплоть до L= LMaKC (кривая д).

Малое изменение мощности при изменении производительности существенно влияет на особенности эксплуатации таких осевых нагнетателей по сравнению с центробежными, гак как нагрузка устанавливаемых для привода двигателей в этих случаях мало за­ висит от колебаний производительности. Запускать нагнетатели целесообразно при наименьшей мощности, чтобы не перегружать двигатель. Для осевых нагнетателей этому минимуму обычно соот­ ветствуют большие расходы, поэтому запуск следует производить при открытой регулировочной задвижке.

Что касается центробежных нагнетателей, то у них всегда ми­ нимальная мощность соответствует нулевому расходу, и запуска­ ют их при закрытой регулировочной задвижке.

При построении кривых N—L следует исходить из значений мощности на колесе, т. е. механические потери в подшипниках и в передаче необходимо исключать, так как при испытании не всегда известен проектируемый способ соединения с двигателем.

Мощность на колесе складывается из полезной, передаваемой жидкости (Ыпоя= Lp), мощности, соответствующей гидравличе­ ским потерям внутри нагнетателя (Л^пот), расходуемой на перете­

циент полезного действия нагнетателей вычисляют по формуле

откуда.следует, что г)= 0 при L —0 или р = 0.

Таким образом, кривая т)—L (рис. ІІІ.7), имеющая в началь­ ной точке значение г)= 0, должна при увеличении производитель­ ности возрастать до некоторого максимального значения и далее опять падать.

60

кости нагнетателя может характеризоваться не полным, а -статиче­ ским к. п.д.

Заметим, что в практических случаях сравнительную оценку различных вариантов по экономичности осуществляют весьма про­ сто и удобно, если сопоставляют соответствующие значения мощ­ ности.

Для построения кривой г)—L на диаграмму наносят получен­ ные в результате испытаний зависимости р—L и N—L и для про­ извольно выбираемых L берут из графиков соответствующие зна­ чения р я N, вычисляют I] и соответствующие точки откладывают на диаграмме в удобном масштабе. Через нанесенные точки и про­ водят кривую г]—L.

Следует напомнить, что если под N подразумевают мощность на колесе, то и т) относят к этой мощности, т. е. значение ті не учи­ тывает механических потерь в подшипниках и передаче’ к двига­ телю.

■плавные кривые, которые могут в точности не проходить через отдельные слу­ чайно выпадающие экспериментальные точки.

После того как возможные случайные отклонения устранены, задаемся про­ извольно несколькимиішачениями производительностей L и в соответствии с про­

62

Lp

рис. Ш .З).

На характеристике пунктирной линией проведена кривая зависимости удель­

Лу на график не нанесена, но для точки оптимального режима намечено соответ­

лучают рассмотренную выше характеристику нагнетателя данного типа и размера при постоянной угловой скорости и перемещении жидкости неизменного объемного веса.

Серию нагнетателей данного типа молено создать в результате пропорционального изменения всех размеров исходного образца. При новых геометрически подобных размерах, другой угловой ско­ рости или ином объемном весе перемещаемой жидкости характе­ ристику исходного нагнетателя можно соответствующим образом пересчитать и перестрдить.

При пропорциональном изменении геометрических размеров, угловой скорости и объемных весов расчет ведут по так называе­ мым формулам пересчета. Условием пересчета является неизмен­ ность режима,, которая, в частности, означает геометрическое подо-/ бие треугольников скоростей в колесе нагнетателя (см. рис.- II.9). При ЭТОМ l|)= COnst И Т] = const.

63

ней, так как ее определяют произведением скорости на проходное сечение, а то и другое, по принятым условиям, не изменяется т. е. независимо от значения у будет L = LQ, т . е.

Давление, как видно из уравнения р = -|-\ры2, пропорционально объемному весу-, откуда,

в

Отношение мощностей получит вид

няется таким образом, что режим его работы остается неизмен­ ным, т. е. новые треугольники скоростей геометрически подобны старым, то в і раз изменяется и скорость входа с, т. е.

Тогда отношение расходов TtD2

Давление при неизменном значении коэффициента давления ф,. как следует из уравнения p=y!gtyu\, пропорционально квадрату окружной скорости. Следовательно,

в

а отношение мощностей получит вид

Lp

64

График, показывающий результаты пересчета характеристик

ные скорости также изменятся в і раз.

а)

Рис. 111.8. Характеристика при пересчете:

а — по размерам; б— по числам оборотов

Тогда при сохранении неизменного режима работы нагнетате­ ля скорость входа с также изменится в і раз.

Производительность при тех же геометрических размерах изме­ няется пропорционально скорости, т. е.

а мощностей

График, показывающий результаты пересчета характеристик по угловой скорости, приведен на рис. III.8 , б.

66

С помощью выведенных формул легко показать, что удельное число оборотов лопаточных нагнетателей не зависит от изменения у, п и D:

изменении у, п или D изменяется число Рейнольдса Re = vD

характеризующее движение потока внутри нагнетателя и влияю­ щее на гидравлические потери на трение (здесь ѵ— скорость; D —

гнетателей получаются большими, чем для их моделей или для нагнетателя такого же типа, но малых размеров.

В большинстве случаев, однако, влияние числа Re на характе­ ристики нагнетателей практически не учитывают, так как для расчетов еще нет надежных данных, а соответствующее изменение величин р и г) сравнительно невелико.

Все же при пересчете характеристик модели на натуру следует

ЦАГИ в 1932 г., показали, что механические примеси в небольших

67

I

концентрациях практически не влияют на давление вентиляторов (рис. 111.11). Что же касается мощности, то за счет влияния меха­ нических примесей она увеличивается, и при неизменной произво­ дительности ее можно пересчитать по

формуле

закипание жидкостей, называемое кавитацией. В этом случае, как

ные для каждого нагнетателя при разной угловой скорости. Их строят в обычных координатах р—L (рис. III.12), нанося кривые р—L для различных чисел оборотов, и кривые, соединяющие точ­ ки с одинаковыми значениями т] (кривые т)—L).

Верхняя кривая р—L обычно соответствует наибольшей допу­ стимой угловой скорости по соображениям прочности, а нижняя кривая г|—L определяет условия работы нагнетателя без сети при L = Z-макс. т. е. р = рти. Нами уже было выяснено, что в особых условиях работы при последовательном соединении возможна ра­ бота при режимах, которым соответствуют на диаграмме точки, лежащие ниже этой кривой. Но такая работа лишь в редких слу­ чаях может оказаться целесообразной, так как в зоне режимов L > L MaKC значения к. п. д. весьма низки.

Пример. Построить универсальную характеристику при разной угловой ско­ рости для вентилятора, характеристика которого приведена на рис. Ш.З.

Р е ш е н и е . По этой характеристике при По=1440 об/мин определяют для выбираемых округленных значений т) соответствующие значения L0 и ро и запи­ сывают в первые три строки табл. Ш.4.

68

Каждая следующая пара строк в этой таблице представляет значения L и р, перечисленные при другой угловой скорости по формулам геометрического по­ добия:

угловой скорости и остальные кривые построить на основе пере­ счета, то насосы для получения таких же характеристик следует испытывать при различных угловых скоростях.

Пользоваться такими характеристиками для подбора и анали­ за работы нагнетателей очень удобно. В соответствии с задавае­ мыми значениями L и р на графике отмечают точку, положение - которой определяет значения угловой скорости и к. п. д. Если кри­ вые р—L или г)—L не проходят через данную точку, значения я

и т] определяют по интерполяции.

69