Овсянников Б.В., Чебаевский В.Ф., 1975 - Высокооборотные лопаточные насосы, страница 13

При дальнейшем увеличении у в области — '" >1 ) потери в колесе будут уменьшаться менее интенсивно, '»ы Доля потерь шнека в общих гидравлических потерях будет возрастать, так как напор шнека с увеличением ~р растет, а к. и. д. шнека существенно меньше к. п. д. колеса. Увеличатся также потери на участке между шнеком и колесом из-за увеличения скорости потока. Поэтому должна существовать оптимальная закрутка ~р, которой соответствует конфузорный поток в центробежном колесе —" >! и отрицательная работа циркуга» и ляционных сил. Приближенно можно полагать, что потери в центробежном колесе будут мало изменяться после достижения конфузорного течения — ' =1, т.

е. можно положить, что оптимальная замы крутка соответствует " =1. Выражая относительные скоьз» рости щ»и и к»,„через абсолютные (1.71), после преобразований найдем увеличении Ог происходит уменьшение й, и второй член в формуле (1.117) не должен значительно изменяться. На рис. 1.27 пунктиром нанесены значения ~р,рь рассчитанные по формуле (1.1!7).

Расчетная величина оптимальной закрутки близка к опытной. В случае насосов с длг(0,5 —:0,55 (см. рис. 1.27,а) при отсутствии закрутки на входе поток в центробежном колесе уже конфузорный — '" >1. Поэтому установка шнека (введение соек ~р>0) не скажется существенно на потерях в колесе и будет отсутствовать влияние шнека на потери в насосе (рис.

!.27,а; 1.28). Для шнеко-центробежных насосов с длг(0,5 —:0,55 гидравлический к. п. д. можно принимать, как и для центробежных насосов, равным 0,82 — 0,85. ьа. ОтВОд 1.5.1. Спиральный отвод Спиральный отвод (рис. 1.29) служит для сбора жидкости, выходящей из колеса 7 и направления ее в нагнетающую магистраль. При этом в отводе в энергию давления преобра- Рис.

Ь29. Схема спирального отвода; à — пентпобежкое колесо; à — сннрельныа сборник: 3 — коническое лнффгеор зуется кинетическая энергия потока на выходе колеса, составляющая 25 — 35% от теоретического напора насоса. Основную роль в преобразовании энергии играет конический диффузор 3 отвода. 76 Спиральный отвод является важным рабочим элементом асоса, так как его геометрические параметры определяют расч тный режим насоса (режим максимума гидравлического и д), от них зависит вид энергетических характеристик. Течение в отводе в значительной мере определяет гидродинамические радиальные и осевые силы, действующие на колесо насоса.

Поперечное сечение сборника 2 отвода в высокооборотных насосах из технологических соображений выполняется, как правило, прямоугольным. Исследования показывают, что соотношение между высотой и шириной сечения (при постоянной плошади) не оказывает существенного влияния на параметры насоса. Поперечные сечения диффузора переходят от прямоугольной формы к круглой, т. е. диффузор состоит из пирамидального и конического участка. Условно диффузор отвода называют коническим, 1.5.2. Потери в спиральном отводе Течение в спиральном отводе носит сложный характер, что объясняется взаимодействием потока в сборнике и потока, выходящего из колеса. Сложность течения не позволяет теоретически определить потери в отводе.

Для оценки потерь используют результаты обобщения опытных данных выполненных отводов. Потери в отводе определяют по формуле (с~ <<сэ„) [56): Е„, = $„, (1.118) где $„, — коэффициент потерь в отводе. Коэффициент потерь в отводе меняется в зависимости от режима работы насоса, при определенном расходе он достигает минимума. С минимумом коэффициента потерь практически совпадает минимум потерь в отводе (оптимальный режим отвода) и максимум гидравлического к.

п. д. насоса, т. е. расчетный режим насоса совпадает с режимом минимума коэффициента потерь в отводе. Исследования [56] показывают, что для спирального отвода, расположенного по потоку непосредственно за центробежным колесом, коэффициент потерь можно выразить в виде зависимости: $„, = ~„,,р+ А(я — 1)', (1.119 где х с са с /с (срс,/сс„)р При этом минимальная величина коэффициента потерь оказывается близкой для отводов с различными геометрическими параметрами $срр р=0,!8 —:0,22. В среднем азсср,р=0,2, Анализ данных высокооборотных насосов показывает, что в области н(1 можно принимать при й, я<0,21; А =0,32 и при $, дъ0,21 А = 1,52$„л.

(1А20) В области н>! на коэффициент А существенное влияние оказывает также величина коэффициента потерь в коническом днффузоре отвода. При йн я~0,21 большим значениям $п д соответствует более крутая правая !ил ветвь зависимости $ в=((м): А = 5,8$„л — 0,9. (1.121) При й, л:0,21 в области к>1 коэф- фициент А =0,32. до Ряс. 1.30. Графическая зависимость коэффипвекта потерь конического днффузора от отношения площадей я эквивалевгного угла а,: — — потери в лиффуэаре спирального отвала (при неравномерном поле сйоростей на вко.

лен — — — — потери в лнффуэоре прн равномернои поле скоростей на акиле 0 1 з г,„„/б Е„= $„ (1. 123) 2 где с, — средняя скорость во входном сечении (горле) диффузора (с,=Я/г"„). ?8 Потери в отводе можно представить как сумму потерь в спиральном сборнике и в коническом диффузоре Е„, =Е,, +С„ш. (1.

122) Коэффициент потерь в коническом диффузоре й, л можно оценить, используя рекомендации работы (24] для пирамидального диффузора центробежного вентилятора по отношению площадей лвык/Р'г и эквивалентному углу сс — 2агс !о овык аэд 2!к л где дв,= 1/ тот и 1,,д — соответственно эквивалентный дна. р л метр горла и длина диффузора (рис. 1.30).

На рис. 1.30 пунктиром показаны потери в пирамидальном диффузоре (н,=10') при равномерном поле скоростей на входе. Сравнение с этими данными коэффициента потерь диффузора вентилятора (а,=!0') показывает, что диффузор вентилятора имеет большие потери, так как поток на входе неравномерен. С помощью коэффициента йи я потери в диффузоре отвода определятся формулой рассматривая соотношение (1.118) совместно с (1.119), (1 122) и (!.123), можно заключить, что, так как с увеличением расхода потери в диффузоре монотонно возрастают, минимум протерь в отводе является следствием наличия минимума потерь в спиральном сборнике, Если потери в сборнике записать в виде (! .124) то с помощью соотношений (!.118), (1.122) и (!.123)) можно получить следующие выражения для коэффициента потерь в сборнике »» $о»~ — 5»»(с„1~ )». (1.125) !.5.3. Распределение скоростей и давлений по сечению сборника Течение в спиральном сборнике носит сложный пространственный характер.

Обычно пространственную задачу заменяют плоской, рассматривая изменение по радиусу радиального сечения сборника усредненных по ширине параметров потока. Опытные данные различных авторов [!8, 20, 29, 45, 48] показывают, что может иметь место различный характер изменения скорости по радиусу сечения. В этом разделе сделана попытка получить на основании теории турбулентных струй более общую зависимость для изменения скорости по радиусу и дано сравнение полученных результатов с опытными данными [9). Течение в сечении сборника представляет собой результат взаимодействия потока в сборнике перед этим сечением и потока, выходящего из колеса. Поток в сборнике и поток на выходе колеса имеют небольшие, близкие по величине углы с направлением нормали к радиусу. Поэтому эти потоки можно рассматривать как спутные плоскопараллельные.

Применим для этих потоков основные кинематические соотношения теории спутных турбулентных струй [![. Схематизнруя задачу, рассмотрим сечение спирального сборника, как часть сечения турбулентного пограничного слоя, возникающего между двумя спутными плоско-параллельными потоками (рис. !.3!).

Турбулентный пограничный слой имеет в координатах х — у полюс и ограничен прямыми Π— 1 и Π— 2, на которых скорости равны скоростям соответствующих невозмущенных потоков. Пусть один из потоков имеет скорость, равную сг» (раднальными составляющими скорости в силу их малости пренебрегаем), а другой — такую скорость с», при которой на середине рассматриваемого сечения сборника реализуется скорость с»а (скорость с„а подлежит дальнейшему определению). При этом положим, что граница пограничного 79 слоя 0 — 2 проходит через периферийную точку сечения сборника, имеющую координату Уз= — ()1с — гз).