Теоретические характеристики лопастных нагнетателей
Лекция № 4
Теоретические характеристики лопастных нагнетателей. Влияние формы лопастей.
Уравнение Эйлера позволяет построить теоретическик характеристики нагнетателей, т.е. зависимости теоретического напора (или теоретического давления) и гидравлической мощности от подачи. Из треугольников скоростей (рис.3.1) следует, что тангенциальная составляющая c2u абсолютной скорости c2:
c2u=u2-c2rctgb2, (4.1)
где b2 - угол выхода потока из рабочего колеса.
Радиальная проекция абсолютной скорости c2r из уравнения неразрывности
, (4.2)
где b2 - ширина рабочего колеса на выходе.
Заметим также, что в расчётах чаще всего рассматривается случай, когда на входе в рабочее колесо отсутствует закручивание потока, т.е. вектор c1 совпадает по направлению с радиусом и, таким образом, c1u = 0.
Рекомендуемые материалы
Тогда из уравнения Эйлера (3.3), используя выражения (4.1) и (4.2), получим:
,
Обозначая постоянные
,
можно записать:
HT=A-BQctgb2. (4.3)
Таким образом, теоретическая характеристика НT = f(Q). Это уравнение прямой линии, наклон которой зависит от угла b2 (рис.4.1), т.е. от угла выхода потока из рабочего колеса. Последний в свою очередь определяется формой лопаток, т.к. направление выхода потока из колеса (направление скорости w2) в первом приближении совпадает с направлением касательной к лопатке, проведенной к выходной кромке (рис.3.1).
Принято различать (по форме лопатки) три типа рабочих колёс лопастных нагнетателей:
1) b2 < 90° - колёса с лопатками загнутыми назад;
2) b2 > 90° - колёса с лопатками загнутыми вперёд;
3) b2 = 90° - колёса с радиальными лопатками.
Из нагнетателей, применяемых в системах ТГВ, рабочие колеса I типа применяются повсеместно в центробежных насосах, в большинстве центробежных (радиальных) вентиляторов и в подавляющем большинстве дымососов. В некоторых дымососах сохранились колеса с радиальными лопатками (III тип). Такие же колеса применяются в специальных пылевых вентиляторах. В вентиляторах с широкими рабочими колесами ("барабанного" типа) применяются лопатки загнутые вперёд.
Последние никогда не применяются в насосах. Причины этого будут объяснены в последующих лекциях.
Уравнение 4.3 может быть преобразовано для определения давления:
РT = A' - B'Qctgb2, (4.4)
где A' = Arg и B' = Brg
Теперь можно определить теоретическую (гидравлическую) мощность:
NГ = PТQ = A'Q - B'Q2ctgb2.
Из этого уравнения становятся понятными различия в форме кривых NГ для колёс разного типа, показанные на рис. 4.1.
Для перехода от теоретических к действительным характеристикам нагнетателей необходимо учесть гидравлические потери в проточной части DH (DP). Тогда действительное давление определяется из выражения (3.4), а действительный напор из выражения (3.3).
Рекомендация для Вас - Военная психология как отрасль психологической науки .
Гидравлические потери в элементах нагнетателя могут быть ориентировочно определены как произведение соответствующих значений коэффициентов потерь и динамических давлений. Так, для колеса
.
Причём 
, а, учитывая, что 
, можно увидеть, что потери пропорциональны квадрату подачи. Тот же квадратичный характер зависимости гидравлических потерь от подачи имеет место и для других элементов машины (за исключением корпуса).
Таким образом, для грубой оценки формы кривых действительных характеристик мы можем получить их вычитанием из линейных зависимостей (4.3) и (4.4) некоторых квадратичных парабол, как это сделано на рис. 4.2.
Рис. 4.1 Теоретические характеристики Рис. 4.2 Построение действительной
лопастного нагнетателя характеристики лопастного нагнетателя
