Овсянников Б.В., Чебаевский В.Ф., 1975 - Высокооборотные лопаточные насосы, страница 11

1.15, 1.16, 1.17 при ~~ =28', В связи с малым влиянием угла б,„„на й, при Ь/Г,>1,8 — 1,9 зависимости можно использовать и для диффузорных колес (Р,/Рз<1) с углами 6~ равными 20 — 28'. Из приведенных графиков следует, что Увеличение числа лопаток приводит к увеличению Ф, (рис. 1.181, а возрастание ~гл к его монотонному уменьшению (рис. 1.19). В теории насосов одним из сложных вопросов является определение угла отклонения потока от направления лопаток на выходе центробежного колеса б=рха — рз и связанного с нам коэффициента влияния конечного числа лопаток й,=Н,/Н,„, который определяет теоретический напор Н, при конечном числе лопаток.

Известны различные полуэмпирические способы определения коэффициента й. [47]. Однако наиболее обоснованные данные о коэффициенте Й, и теоретическом напоре могут быть получены из решения задачи об обтекании круговой решетки центробежного колеса. В работе [52] эта задача решена методом конформных преобразований для круговой решетки с лопатками постоянной ширины, являющимися отрезками логарифмической спирали (входные и выходные углы лопатки одинаковы).

Центробежные колеса высокооборотных насосов имеют лопатки, очерченные, как правило, по дуге окружности, с разными углами на входе и выходе. При этом ширина лопаток уменьшается с увеличением радиуса. Решение задачи обтекания решеток таких колес дано в работе [63] на основании метода особенностей. Переменная ширина лопатки (пространственность решетки) учитывалась введением системы стоков, интенсивность которых менялась в зависимости от ширины. Метод [63] позволяет определить коэффициент й, при использовании ЭВМ.

Для колес с диффузорным межлопаточным каналом Р,/Рх~1, кг г=ГЬ Ю И 70 0,7 07 ь/г;-07 06 гб а= 77 Ол аг О,г О,г л; г,п /Зг,=70' 07 бО', ь0' 50' Об гэ =70' О, О,г аб Оь Об бб 07 00 ЦР 0 Рис. 1.15. График зависимости коэффипиента л, от относительного диаметра и числа лопаток / сьи прн 6з. 30 ~ (0.2; ~3~а= ~ из =28г ' О Ог ОЬ Об Об 07 Об 00 Ог Рис. 117. График зависимости коэффициента л, от относительного диаметра и числа лопаток при 8з» = . /сз =99' ~ — ~(0.2; 6~а=28') ~ из о 05 00 05 Яб 07 Об 09 Рис. 1.16.

График зависимости коэффипиента л, от относительного диаметра и чис.та лопаток при Вгл =60' / с„„ , †'* ~6,2, а,а=28 ) и, б б 10 17 Ги Гб 6 г Рис. 1.18. Влияние на коэффипиент Ф, числа лопаток г и угла рзл (Р~л=20 —:28'. ь/г~=!,8-:1.91 Влияние относительного диаметра Р! на гг, сказывается при „алои густоте решетки колеса, начиная с густоты Ь/1!<1,8 —:1,9 '(г, шаг решетки на входе). При обычном числе лопаток 6 . 12 влияние Р! начинается в области Рг>0,5 —:0,6.

С ростом числа лопаток значение Ю„ начиная с которого й- падает, ается. Отсю а сле 1величив д ду г ет, что при больших Б! для увеличения йг надо увеличивать число лопаток. Зависимости для йс (см. йу рис. 1.15, 1 16, 1.17) можно использовать для предварительной опенки й, диффузопных колес; для более точных рас- Од четов следует воспользоваться данными работы [64] или провести расчеты по методике [63] с использованием ЭВМ. Сопо- Ю ЮО /ггга ставлением для насосов рас- Р четных и опытных значений й, (бал=20 —:120'! 5!=0 4 —:О 8 Рис.

1.19. График зависимости кои г=8 —:16) показано, что от- зффициеита а„от угла рза (гз,= лнчие между ними не превы=0,5; Р„=28'; а=12! шает 29а. Выводы теории [63] качественно совпадают и количественно близки к методу [52], разработанному для колес с лопатками постоянной ширины, средние линии которых являются логарифмическими спиралями. Межлопаточный канал этих колес всегда является диффузорным (Ег/Ге= Р,/Ра<1). Для конфузорных колес (Е!/Ез>1) теория [63] дает качественно новые результаты.

Если для диффузорных колес 0(й,<1; Н,<Н, и 6)0, то для конфузорных колес метод [63! допускает существование отрицательного угла отклонения 6<0, при котором угол потока на выходе колеса оказывается больше угла лопаток ра>рал и, следовательно, возможны значения й,)1 и й,<0. Другими словамн, теоретический напор Н, может превышать теоретический напор при бесконечном числе лопаток Н, (Н,>Н, ) и, в частности, возможны значения Н,>0 при Н, <О. Этот важный теоретический вывод подтверждается непосредственными измерениям!! Угла потока на выходе конфузорного колеса (Рз/Ез=2,2) [31].

Колесо (раз=10') работало в свободном пространстве без спирального отвода. Полученные по опытным данным значения Рз 6, Н, и й, приведены на рис. 1.20. Характер изменения Й, и й. по се~=се /иа соответствует предсказываемому теорией [63]. Ри больших значениях сз угол отклонения 6 становится отри- нательным (Рз> бзл) и, следовательно, Н, становитсЯ больше Н,„ " ис>1. При сз„- !ярзл, когда Й, — 0 величина Н, остается 3 <си еи 65 положительной и поэтому й, оо. В области сз~)16рзл величина Й, принимает отрицательные значения, а так как теоретический напор остается положительным, то и, становится отрицательным.

В точке Й,=п г' величина и, принимает нулевое значение. Отмеченные закономерности подтверждаются также результатами испытаний высокооборотных насосов [6!). На рис. 1.2! приведены энергетические характеристики четырех вариантов насоса. со спиральным отводом. Варианты отличаются колесами, имеющими различную конфузорность. Изменение конфузорности достигалось изменением входного н выходного углов лопаток (табл. 1.3). В табл.

!.3 для режима сз,„/из=0,215 приведены значения Й,„. Для варианта ! теоретический напои прн бесконечном числе лопаток Й, является отрицательной величиной. Несмотря на это, действительный напор насоса Н для этого варианта положительный (см. рис. 1.21). Это может быть объяснено только наличием отрицательного отклонения потока на выходе и 3 колеса (бс. О), при котором Рнс. !.20.

График завнснмостн О >Н, и !г,<0. На рис. угла отставания потока б на ! 22 для вариантов насоса выходе нз центробежного колеса приведены экспериментальн коэффициентов й„Йг, Нт от отношения с !пз для конфузор- ные зависимости коэффиной решетки центроаежного коле- циента йг, подсчитанные по са (г",/г"э=2,2) теоретическому напору И„ который определялся на режимах сз /из, близких или больших оптимального, по опытному значению потребляемой мощности путем исключения дисковых, механических потерь и потерь с утечками. Здесь же даны значения йо рассчитанные на ЭВМ по методу [63).

Видно, что экспериментальные данные подтверждают теоретические вы- воды. Некоторые количественные расхождения опытных и расчетных данных, возможно, объясняются технологическими отклонениями размеров колес от заданных. Таблица 7.0 № вари- анта Втл град рвл град 6, град Нт„ гтlгв — 1,68 1,34 1,40 1,02 78,5 58,5 37,0 25,5 9 20 20 20 — 22,3 — 5 — 1,5 — 0,25 — 0,38 0,402 0,402 0,402 11,4 4,5 3,2 2,3 0,58 Приведенные в таблице 1.3 опытные значения угла отклонения (сй /трам=0,215) показывают, что угол 6 уменьшается с увеличением конфузорности. При значительной конфузорности он достигает больших отрицательных величин. 0,7 0,3 7,0 ООб ОГО О,:Ч АЫ 072свв/ит ' 000 ОДО РГЧ ОДО дайг~ /ит Оеа Рнс.

!.2!. Графики энергетических характеристик высокооборотного насоса. отличающиеся стеиеиью конфуэорности решетки иентробежного колеса: т — первый вариант; 2 — второй вариант; Э вЂ” третий вариант; и — четвертый вариант Возможность существования отрицательных углов отклонения потока 6(0 можно объяснить, рассмотрев особенности течения во вращающейся круговой решетке центробежного колеса. В такой решетке отклонение потока можно представить как сумму отклонения от обтекания неподвижной решетки и отклонения, вызванного вращением колеса (влияние кориолисовой силы инерции). Из рис. 1.23 следует, что кориолисова сила на выходе колеса г„„действует в направлении уменьшения угла потока.

Отклонение в неподвижной круговой решетке будет таким же, как и в неподвижной прямой решетке, в которую конформно (с сохранением углов) отобразится решетка постоянной ширины. На рис. 1.24 представлены круговые решетки: диффузорные (профили А и Б) и конфузорная (профиль В), 3' 67 Сн рг -гг тса 0е а) Сн ат Цг ага, г; Дг 4г ого гит Л а) Рис. 1.22. Графики зависимости козффипнента й, от отношення ст /ит. а — вариант № П а — № Х; а — № 3; е — № Е; ! — энсаерииентальиая кривая; Х вЂ” рас- четная кривая; 3 — линия с /ит !К гтл Рис.

1.23. Схема течения жидкости на выходе пентробежного колеса в относительном движении а) Рис. 1.24. Схема отклонения потока неподвижными круговой 1а) и прямой 1'6) решетками -Щ -4ю -га лт г,ь 1е гг Рд ед т,г Рр дл а та также прямые решетки, в которые отобразились круговые ( ля простоты рассматривается круговая решетка постоянной .„,„рины, для которой конфузорность может быть получена увел„некием входного угла лопатки по сравнению с выходным1.

В прямой решетке поток стремится сохранить первоначальное направление, что связано с действием центробежной силы инерции, возникающей из-за кривизны профиля и отклоняющей поток у выхода из решетки в направлении от центра кривизны. Понтону в диффузорной решетке (профиль Б) отклонение потока будет направлено в сторону уменьшения угла потока по сравнению с лопаточным (би=~.— ргн>0)», а в конфузорной решетке (профиль В) — в сторону увеличения угла потока (6и<0). Отсюда следует, что во вращающейся круговой диффузооной решетке угла отклонения потока б„связанный со стремлением сохранить направление, и угол отклонения потока, вызванного вращением б„р, складываются, образуя суммарный угол 6=6,+б„,р>0.

В случае же вращающейся конфузорной решетки этн углы вычитаются 6=6и,р — 16,(. При большой конфузорности отклонение потока б„связанное со стремлением сохранить направление, будет превышать по абсолютной величине отклонение би,р, вызванное вращением, тогда суммарный угол отклонения будет отрицательным (6<0, ~>рв ). Выше рассматривался случай нулевого угла атаки. Обычно угол атаки положительный.