книги из ГПНТБ / Пфлейдерер, Карл. Лопаточные машины для жидкостей и газов водяные насосы, вентиляторы, турбовоздуходувки, турбокомпрессоры

Отсюда получается следующее простое построение входного участка лопатки.

Входной круг диаметром DY разделяется на одинаковое количество равных частей, равное числу лопаток. Проведем касательные из точек деления At, А 2, А3 к окружности с диаметром d = £>i sin Нанесем дуги окружностей через точки Ль Л2 и т. д. касательными из точки пересечения Е. Тем самым наносится внутреннее очертание начала лопатки. Если лопатка повсюду имеет одинаковую толщину, то наружное очертание концентрических дуг круга BrF2, B2F3 . . . будут

находиться на расстоянии толщины лопатки (при этом получится угол i на задней стороне лопатки; если он относится к средней линии между передней и задней сторонами, что строго говоря, яв­ ляется правильным, то от точек деления Ai, А 2, А3 вычитается по обе стороны Si/2).

Исследование решеток лопаток должно, вероятно, показать, что неработающая начальная часть лопатки является неблагоприятной, как это давно известно для случая межлопаточных каналов турбин. Поэтому радиус дуги входа никогда не следует делать меньше, а наоборот больше, чем EAy (фиг. 136). В последнем случае лопатка укорачивается, если учесть, что дуга входа BF (фиг. 137, а) не должна быть продолжена за начало примыкающего канала.

Продолжение лопатки от начерченного таким образом очертания входа может быть сделано любой непрерывной линией или второй дугой круга. В обоих случаях необходимо обратить внимание на то, чтобы наружная окружность была пересечена под заданным углом 2 (ОС на фиг. 137, а совершенно случайно проходит через точку Е).

240

и ji 2 (см. фиг. 148), то можно получить лопатку посредством посте­ пенного перехода на небольшую величину Дг, каждый раз строя соответствующий угол р. Однако этот способ, который представляет не что иное как графическое интегрирование, является трудоемким и неточным. Лучше интегрирование произвести аналитически, для чего нужно определить соответствующий полярный угол РОА, равный <р (фиг. 139) при отдельных значениях радиуса г и построить его от линии ОА. Очень простое определение угла <? получается на основании следующих соображений. Треугольник РР' Т (показан

жирными линиями) имеет сто­ рону РТ, которая представляет дугу с бесконечно малым цен­ тральным углом drf и в точке Т является прямоугольным

PT = rdy,

с другой стороны РТ - - P'T/tg р.

Ввиду того что теперь Р'Т означает бесконечно малое прира­ щение dr радиуса г, то после при­ равнивания этих двух выражений можно написать

rd® =

откуда

, dr

Путем интегрирования между гг и г с одновременным умноже­ нием на 180/тс, благодаря чему <р получается в градусах, получим

(6. 24)

г tg ?

Это интегрирование лучше всего производить табличным спосо­ бом, для чего выбираются конечные интервалы для г (см. фиг. 147

натами.

До сих пор сделанное предположение о зависимости угла р рас­ пространяется главным образом на случай подачи воздуха. Во мно­ гих случаях, в особенности при перемещении воды, более целесооб­ разно выбрать форму зависимости w от радиуса г (также между задан­

также угол pt, потому что из треугольника PQR (фиг. 139)

(6. 25)

242

Очевидно, что при таком построений используется также харак­ тер изменения скорости ст, которую можно вычислить по сечению колеса при данной ширине Ь, так как

соединительная линия по известным из расчета колеса начальным и конечным значениям (например, в виде прямой). Влияние заостре­ ния выходного конца можно учесть тем, что эта линия постепенно снижается до единицы при г = гР

Эгу ориентировочную оценку влияния сужения можно обойти,

означает меридиональную скорость, когда толщина стенки умень’ шается до нуля, следовательно, не зависит от толщины стенки s> то вместо уравнения (6. 25) можно использовать следующее равенство

sin р = + _ (6 29)

Это выражение делает определение угла р независимым от пред­ положения о характере влияния коэффициента сужения. Это выра­ жение особенно ценно, если речь идет о лопатках с переменной толщиной, но также хорошо применимо к лопаткам с постоянной толщиной, как и уравнение (6. 25).

О наиболее выгодной форме принимаемых зависимостей можно сказать следующее. Для лопаток, сильно изогнутых назад, оправды­ вает себя линейное протекание w, для слабо изогнутых назад и для лопаток, изогнутых вперед, — линейное протекание угла р. Лопатка удлиняется или укорачивается, когда кривая зависимости w от г соответственно изгибается вверх или вниз, или кривая р изменяется в противоположном направлении. Прямая линия р соответствует изогнутой вниз линии w, следовательно, дает более короткую лопатку, чем прямая линия w. (Пантелль [213] производит расчет так, что

мощью уравнения (6. 30) вычисляет изменение угла р, вдоль этой входной кромки. Продолжением линии р к периферии можно задаться, принимая во внимание данное конечное значение выходного угла р2, благодаря чему очертание лопатки можно определить по точкам, согласно уравнению (6. 24). В зависимости от положения входной кромки будет изменяться вычисленная кривая изменений угла р,.

Следовательно, при применении описанного способа принци­ пиально возможно рассчитать лопатку одинарной кривизны таким образом, чтобы обеспечить безударный ■зо^/сеп вход потока в полуосевой входной части

колеса.

Фиг. 140. Потенциальное течение через центробежное колесо:

а — линии равных скоростей обозначены пунктиром; б — входная кромка лопатки выдвинута вперед в область поворота.

количества движения вдоль отдельных струек в начале уменьшается, так что начало лопатки работает как в турбине, что, оче­ видно, неблагоприятно.

Кроме того, для построения картины токов свободного мери­ дионального течения, примененной при описанном способе, требуется сравнительно много труда. Поэтому при практических расчетах угол р, определяют только для средней струи и всю лопатку затем строят обычным способом по дугам круга или вычисляют по точкам (см. пример IV в разделе 50). Входной удар, возникающий при протекании других струй, оказывается при этом незначительным. При расчете по точкам необходимо учесть все составляющие ско­ ростей в плоскости, перпендикулярной оси.

Введение радиальной составляющей с1г вместо с, сводится к тому, что в качестве эффективной ширины колеса в точке А вместо раз­ вернутой нормальной линии ВС взята сумма осевых ширин между

245

соседними линиями тока вдоль этой нормальной линии, т. е. исходя

такие формы колес, у которых сплошная стенка колеса расположена не строго радиально, а имеет кривизну с целью непрерывного распре­ деления изменений направления.

Опыты Крумнова (см. диссертацию [214] в Высшей технической школе в Брауншвейге, 1934 г.) на упомянутых видах ,.опаток дали следующие результаты. Увеличение к. п. д. не удалось обнаружить. Всасывающая способность улучшается, а также увеличивается стабильность напорных характеристик. Если число лопаток умень­ шить до предела, определяемого требованиями надежного сохранения стабильности характеристик, то удлиненная входная кромка цилин­ дрической лопатки также дает лучший к. п. д., чем входная кромка, параллельная оси.

Основной недостаток этих лопаток состоит в сильном сужении

49. РАДИАЛЬНЫЕ ЛОПАТКИ С МАЛЫМ РАДИАЛЬНЫМ РАЗМЕРОМ

а) Центробежное радиальное обтекание. При расчете колеса может получиться, что отношение радиусов г2/п (фиг. 141) полу­ чается значительно меньше, чем у обычного радиального колеса; рассмотрим вопрос о том, можно ли рекомендовать подобную форму колес, которая широко исполь­

зуется в вентиляторах.

При рассмотрении такого ко­

должна быть почти неработающей. Если теперь одновременно отно­ шение значений ширины Ьл:Дг> 1,1, то на основании опытных данных [215 ] и [216 ] можно ожидать лишь весьма умеренного к. п. д. порядка 40—60%, потому что насос уже при нормальной нагрузке будет работать в области отрыва, т. е. будут иметь место обратные

246

потоки из рабочего колеса. Отрыв потока, сопровождающийся боль­ шими потерями, возникает также у так называемых барабанных роторов при расходах, больших нормального, и сохраняется во всей области подач. Он наступает даже раньше, чем у осевых колес, хотя там лопатка должна иметь двойную кривизну, в то время как здесь речь идет о цилиндрических лопатках. Не всегда удается при этом повысить к. п. д. и в тех случаях, когда входная кромка выходит из зоны поворота и расположена на большем диаметре. Также и установка направляющих аппаратов перед рабочим колесом

рые изогнуты соответственно линиям тока «упорядоченного» потока (фиг. 142), мало

путем удлинения лопатки одинарной кривизны внутрь в радиальном направлении. Наилучшие результаты могут быть получены с по­ мощью лопаток двоякой кривизны. Закрутка против вращения, следовательно, угол а0 больше 90° ухудшает условия работы, в то время как умеренная закрутка по вращению приносит улуч­ шение.

Когда ширина колеса достаточно мала, радиус кривизны р; достаточно велик и одновременно лопатка сильно сужается к пери­ ферии, достигается примерно такой же к. п. д., как и при нормальной форме лопаток. Удлинение направляющих поверхностей g внутрь рабочих каналов также дает некоторый положительный результат. В целом можно сделать вывод, что очень часто применяемую для вен­ тиляторов форму лопатки, согласно фиг. 141 (барабанный ротор), следует признать ошибочной конструкцией.

Это следует принять во внимание и при расчете многоступенчатых гидравлических приводов и многоступенчатых одноколесных ком­ прессоров (фиг. 143)..

Рассмотренная форма лопатки непригодна, кроме того, для подачи воды, вследствие большой относительной входной скорости, что приводит к уменьшению максимально возможной высоты вса­ сывания, а также потому, что из-за большого количества лопаток

247

они получаются тонкими, что невозможно осуществить у литых лопаток.

Следует отметить, что у этой формы лопаток коэффициент 4' составляет 1,8—2,2 в выражении для уменьшения мощности вслед­ ствие конечного числа лопаток, следовательно, в 2 раза выше, чем у обычных радиальных ло­ паток. Несмотря на малый

показано, что та же конструктивная идея недавно нашла примене­ ние также в машинах для подачи воздуха. Благоприятное воз­

Фиг. 144. Центробежное колесо водяного насоса.

действие этой схемы объясняется тем, что изгиб лопатки назад и следовательно, незначительная нагрузка на лопатку, с одной сто­ роны, позволяет значительно уменьшить число лопаток без допол­ нительного образования мертвых зон, при этом следует учитывать входной удар потока, но этот последний в значительной степени делается неэффективным благодаря профилированию лопатки, тем

248

более большое расстояние между лопатками позволяет давать большой радиус закругления на носке профиля лопатки.

б) Центростремительное радиальное обтекание. (Центростреми­ тельный насос). Колеса с направлением подачи, противоположном

чине меньше выражены явле­ ния отрыва, хотя пограничный слой и вытесняется центробежными

силами к периферии, следовательно, навстречу основному потоку. Это последнее обстоятельство приводит к ухудшению к. п. д. по

Фиг. 146. Радиальный центростремительный насос:

а — рабочее колесо; b — направляющее колесо; с — направляющие ребра на входе.

сравнению с к. п. д. центробежных колес. В то же время следует ожидать, что отношение ширины Ь/кг может быть увеличено в этом случае выше допустимого для центробежного колеса и выше зна­ чений, приведенных в пункте «а». Кроме того, следует, что закрутка потока против вращения может быть допущена без существенного ухудшения к. п. д. вплоть до входного угла около а0 == 130°, в то

249