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

1. Поток, конгруентный лопаткам. Применим обозначения, показанные на фиг. 215 (см. раздел 72). Как у рабочей лопатки, мы должны исключить из рассмотрения отклонение угла на входе вследствие влияния конечного числа лопаток (которое потребовало бы уменьшения входного угла а4) благодаря действую­ щему в обратном направлении сужению входа. Следовательно, коэффициент р, применяемый для радиальных направляющих лопа­ ток, примем равным 1 и определим входной угол наклона а4 лопатки из формулы

нях реакции, введение коэффициента > 1 дает вероятно, известные преимущества. Если поток выходит из направляющего аппарата без окружной составляющей скорости, к чему необходимо всегда стремиться у одноступенчатой конструкции и на последней ступени, то выходной угол as получается |с учетом требуемого увеличения угла согласно уравнению (8. 15)] из формулы

Хольценбергер провел в Институте лопастных машин Высшей технической школы в Брауншвейге исследование величины коэф­ фициента ty'i У одйого осевого насоса с выходным направляющим

аппаратом, причем направляющее колесо было установлено и кача­ лось на подшипниках; при этом измерялся крутящий момент. Число

рабочего колеса варьировались. Упомянутый автор получил при

безударном входе кривые зависимостей значений от пара-

361

метром служило число оборотов рабочего колеса (фиг. 202). Из ука­ занных опытов можно заключить, что для направляющего аппарата приближенно справедливо то же правило, которое было изложено в разделе 60 для рабочего колеса и мы можем написать

на фиг. 22, вероятно, получилось из-за рассеяния в силу того обстоя­

Эти оба уравнения соответствуют выражениям, которые были применены к рабочему колесу [см. уравнения (8.44) и (8.46)1.

362

Следовательно, они вновь предполагают постоянство скорости ст.

У одноступенчатых машин (без спирального кожуха) или на пос­ ледней ступени имеем с.аи = 0, потому что здесь требуется вытекание потока без окружных составляющих скорости (случай 3 на фиг. 173).

Если одновременно отношение — очень мало, т. е. степень

реакции высокая, то участие направляющего аппарата в создании давления подачи настолько мало, что оно компенсируется дополни­ тельным трением о стенки направляющих лопаток и потерями на удар. Тогда можно отбросить направляющий аппарат или снабдить его меньшим числом лопаток. Подобные конструкции находят широкое применение в установках для подачи воды и для вентиляции. Отно-

шение -j- выбирается согласно тем же соображениям, которые

были изложены для рабочего колеса (см. раздел 60).

Показанные на фиг. 173 формы лопаток направляющего аппарата могут быть применены: для многоступенчатых машин — случай I и III; для одноступенчатых машин—случай III. Однако часто рекомендуется также случай V для одноступенчатых машин, для которых необходим только входной направляющий аппарат, по­ скольку поток из рабочего колеса выходит без крутки (очевидно, здесь наблюдается обратный процесс течения, по сравнению с ветро­ двигателем на который ветер набегает перпендикулярно к колесу). Отметим следующие преимущества такого расположения направляю­ щего аппарата перед рабочим колесом.

1.Направляющий аппарат работает только в ускоряющемся потоке. Вследствие этого, правда, наблюдается усиленное замедле­ ние в рабочем колесе; однако вследствие указанного выше отбрасы­ вания пограничного слоя оно протекает с лучшим к. п. д., чем в слу­ чае неподвижного канала.

2.Вследствие падения давления во входном направляющем аппарате, последний работает как спрямляющая и выравнивающая поток решетка в значительной степени устраняя неравномерности, которые были обусловлены характером подвода жидкости.

3.Закручивание профиля у втулки рабочего колеса относительно

вершины лопатки незначительно, потому что мала разница р3 — 0. 4. Диаметр втулки может быть сделан несколько меньше, следо­

вательно, увеличивается пропускная способность.

Оба первых названных преимущества должны давать улучшен­ ный к. п. д. по сравнению с к. п. д. при наличии выходного напрарляющего аппарата. Опыт, однако, не подтверждает указанный

363

вывод, в связи с наличием следующих недостатков, свойственных рассматриваемой схеме.

5.Повышенная относительная скорость-входа на лопатку рабо­ чего колеса вызывает увеличение потерь на трение и, что самое глав­ ное, увеличение числа Маха и повышенную опасность кавитации, что,

всвою очередь, приводит к ухудшению поляры профиля.

6.Падение давления во входном направляющем аппарате, как уже упоминалось, должно быть, восстановлено путем усиленного замедления потока в рабочем колесе. Но это означает не только двойное превращение скорости, но также увеличение относительного (по отношению к давлению перед рабочим колесом) давления в зазоре, которое становится даже больше напора. Отсюда усиливается осевое

давление и, следовательно, трение в подшипниках.

7. Отсутствие удара позади колеса существует только в расчет­ ной точке, но и здесь большей частью не по всей площади.

По этим соображениям изложенный способ применяется очень мало и почти неприменим вообще для водяных машин вследствие сильного возрастания опасности кавитации.

69. ЧИСЛСЕСЙ ПРИМЕР РАСЧЕТА ОСЕВЫХ ЛОПАТОК

ПО ТЕОРИИ ПОДЪЕМНЫХ СИЛ

Требуется рассчитать колесо и направляющий аппарат осевого насоса. Конструкция изображена на фиг. 207, а при расходе 2.ir/ce/c, напоре 4,0 м и скорости 600 об/мин.

а) Рабочее колесо. Удельное число оборотов получается согласно уравнению (4. 2) раздела 27 равным nq = 300 (ns — 1100), следовательно, соответствует средним условиям для осевого насоса. При Р0я 10°, согласно фиг. 177 получаем, что наибольшее отно­ шение между наружным диаметром колеса и диаметром втулки рав­ няется приблизительно 3,5; выберем 2,4, чтобы получить достаточное расстояние между лопатками по внутреннему диаметру (на втулке) и иметь возможность рассматривать их как изолированные крыловые профили.

Максимально возможная высота всасывания (Я')тах вычисляется при S =. 2,4, А — Ht = 9,4, k = 1 — (-^)2 = 0,826.

Для учета потерь в зазоре и неточности расчета делается 10%-ная прибавка к расходу, так что V = 1,1-2 = 2,2 м3!сек. Меридиональ­

рость равняется 5,3 мъ!сек. Наружный диаметр £>а, согласно ра-

364

Выберем Da -- 0,8 м, Ds = 0,34 м и соответственно отношение диаметров Da : D-t = 2,34. Отсюда ст = 5,34 м!сек. Если для всех цилиндрических сечений т1Л = 0,86, то повсюду будем иметь Нth = = 4/0,86 = 4,65 м. Лопатки можно определить с помощью пяти цилиндрических сечений до eLe2 на одинаковом радиальном

Фиг. 203. Развертка лопатки по цилиндрическим сечениям «цгг до е\е2.

расстоянии одно от другого согласно фиг. 204, я; их расчет произво­ дится табличным способом. При отсутствии входного направляющего

чтобы кромки лопаток также изменялись непрерывно; в особенности важно, чтобы получаемые отсюда значения коэффициента сильно уменьшались бы к периферии. Последнее необходимо для того, чтобы

365

&h' не слишком сильно возрастало, а также потому, что желательно иметь по соображениям прочности в корневых сечениях лопатки

а — модельные сечения 1—19; б — цилиндрические проекции; в — общий вид пропеллерного насоса согласно числовому примеру раздела 69.

выбранные профили № 387 и 490 принадлежат к упомянутому в пункте 2 ряду (см. предыдущий раздел), которые расположены согласно уравнению (8. 39а). Для профиля 2, 4 и 5 следует ординаты профиля 490 умножить на числовой коэффициент, который опреде­

ляется из отношения величин (в настоящее время предпо­

читают применять профиль с большим смеиением максимальной толщины назад [243]. Названное отношение берется по соответ-

366

ствующей выбранной кривой с принятием постоянных значений профиля № 387 и значений нормального профиля № 490, примененных к третьему сечению, причем таким образом, чтобы можно было полу­ чить наиболее благоприятный угол атаки 3. При расчете L и утю. в основу было положено число лопаток z = 3. Значения X, полу­ чаемые при контрольном расчете, находятся в удовлетворительном соответствии с предварительно принятыми значениями. Но также допустимо рассчитывать при X = 0, т. е. согласно уравнению (-8. 46а).

Падение давления Д/i в табл. 15 вместе с уравнением (5. 25) раздела 38 показывает, что насос обладает высотой всасывания

всоответствии с рассчитанным выше значением (W')max.

Втрех нижних строчках таблицы приведен также расчет лопа­ точного к. п. д. tis, который совершенно незначительно изменяется по отдельным сечениям, так что оправдано предположение-о постоян­ стве к. п. д. и становится излишним вводить поправку, как об этом сообщалось в разделе 55 [660].

(см. пример, приведенный в разделе 63) и максимально возможным значением по уравнению (8. 14а) раздела 61.

Ввиду того, что k,, — 0, осевое давление составляет согласно уравнению (8. 22),

А = [г* - Л (1п^ + ±;] = 1810 кг.

Осевая нагрузка лопасти рассчитывается по уравнению (8. 23) при р = rz и равняется Л1 = 495 кг. Согласно уравнению (8. 23а) ее результирующая действует на расстоянии xsa = 130 мм от втулки. Суммарное окружное усилие согласно уравнению (8. 24) составляет

дует вычислить изгибающее напряжение лопатки. Центробежными силами у водяных насосов, как правило, пренебрегают. На фиг. 204, а показана лопатка с помощью модельных сечений, которые были опре­ делены на основании указанной на фиг. 203 развертки цилиндри­ ческих сечений ауа3 до с использованием осевых сечений I—VI', это создает облегчение в производстве в случае больших размеров. Для малых конструкций обычно непосредственно пользуются цилин­ дрическими сечениями фиг. 204.

б) Направляющий аппарат (см. фиг. 205, 206, 207). Рассмотрим те же поверхности линий тока, что у рабочего колеса. Их пересе­ чение с поверхностями лопаток а4а5, и др. построены, исходя из предположения постоянной меридиональной скорости, в плоскости, перпендикулярной оси, после того как были определены наружные и внутренние стенки направляющего аппарата, дающие непрерыв­ ный переход к требуемому выходному отверстию. Выходная кромка

367

* Фиг. 189 мож1 о непосре; ственно использовать ТОЛЬКО Д7 я таких пр офилей, которые не толще и е тоньше по сравнен» о с табличн ыми размер ими.

368

I

Фиг. 205. Направляющий аппарат для пропеллерного насоса. Наверху — меридиональный разрез с модельными сечениями в средней плоскости лопатки.

Фиг. 206. Развертка линий тока. Изменения угла наклона лопатки а для пяти линий тока.

выбрана так, чтобы для внешних струй имелся бы несколько боль­

ший путь в меридиональном сечении, чем для внутренних, учитывая больший шаг лопаток.

Лопатка рассчитывается согласно разделу 68, причем толщина лопатки повсюду берется равной s4 = 10 мм, а число лопаток гг = 8 (следовательно, меньше чем в уравнении (8. 8) раздела 60, при а

вместо ). Входной угол а4 и выходной угол а5 определяются по табл. 16.

а — сечение пропеллерного насоса для числового примера (см. текст); б — пропеллерный насос без направляющего аппарата.

Линии тока затем вычисляются по точкам с помощью уравненения (9. 22) раздела 73 и составляются таблицы, исходя из изме­ нения угла лопатки а в соответствии с фиг. 206. С помощью проек­ ции, показанной на фиг. 205, определяются модельные сечения 1—10. Интервалы Дж на линиях тока при расчете целесообразно приравнять отрезкам между модельными сечениями, потому что тогда точные модельные сечения непосредственно получаются в плане. Переход линий а (на фиг. 206) через 90° производится в одном и том же модель­ ном сечении, что значительно облегчает производство.

Вследствие высокой степени реакции у подобного насоса был бы оправдан вопрос об отказе от направляющего аппарата. В этом случае конструкция должна быть изменена согласно фиг. 207, б, т. е. подшипник установлен перед рабочим колесом. Во всяком случае у подобных насосов направляющие лопатки нагружены слабо и потому они должны быть расположены достаточно широко, чтобы трение о стенки не погасило незначительного улучшения, создаваемого ими.

370