Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 11
Текст из файла (страница 11)
1.23 следует, что лориолисова сила па выходе колеса Еи. действует в направлении уменьшения угла потока. Отклонение в неподвижной круговой решетке будет таким же, как и в неподвижной прямон решетке, в которую конформно (с сохранением углов) отобразится решетка постояншгй ширины. На рис. !.24 представлены круговые решетки: лиффузорные (профили А и Б) и конфузорпая (профиль В), ьг 1в ! „цг ооо ого ого ого отзге (еа ' йов ого ого агв огвсг ~иг ттт -ф -4е 555 5,а 52 5г 5С 5РР ар 4' Дг 0З гг;яттнг 5!5 5!г гру сг /р С5 г) Рис. !.22.
ГраФики зависимости коэффипиента й, от отношения ст 5ит. л — аарнант ра И а — Ит 2; а — Ит 3: е — ра 4; ! — янснерннентальная ирнаая; т — рас. четная нрнаая: 3 — линия с 5». ~ягтл Рис. !.23. Схеача тенення жидко. стн на выходе центробежного колеса в относительном движении Утл А "Рт б! н~ Рис, !.2Е, Схема отклонения иотока неподвижными круговой Га) и прямой Гб) решетками и также прямые решетки, в которые отобразились круговые (для простоты рассматривается круговая решетка постоянной ишрины, для которой конфузорность может быть получена увеличением входного угла лопатки по сравненшо с выходным).
Н прямой решетке поток стремнтся сохранить первоначальное направление, что связано с действием центробежной силы инерции, возникающей из-за кривизны профиля н отклоняющей поток у выхода нз решетки в направлении от центра кривизны. 1!оэтому в диффузорной решетке (профиль Б) отклонение потока будет направлено в сторону уменьшения угла потока по сравнению с лопаточным (6»л=()тн — ))ян>0)*, а в конфузорной решетке (профиль В) — в сторону увеличения угла потока (Ьлл<0), Отсюда следует, что во вращающейся круговой диффузооной решетке угла отклонения потока бн, связанный со стремлением сохранить направление, и угол отклонения потока, вызванного вращением 6„„, складываются, образуя суммарный угол Ь=Ь„+Ьн,н>0.
В случае же вращающейся конфузорной решетки мн углы вычитаются 6=6«,р — (Ьлл(. При большой конфузорностн л~тклоненне потока Ьн, связаяное со стремлением сохранить направление, будет превышать по абсолютной величине отклонение Ьк,р, вызванное вращением, тогда суммарный угол отклонения будет отрицательным (6<0, (!е>Рк ). Выше рассматривался случай нулевого угла атаки.
Обычно угол атаки положительный. Уменьшение угла атаки, связанное увеличением расхода через колесо, приводит к увеличению угла потока на входе в решетку. Это способствует для коифу.лллрной решетки увеличению абсолютной величины угла отставания потока бн, связанного со стремлением сохранить направление и, следовательно, приводит к уменьшению суммарного юла отставания 6 вращаюшейся решетки с увеличением раскл да (см. рнс. 1.20). Отметим, что отрицательное отклонение потока Ь<0 возможно и в круговых решетках центростремительных колес. Для определения значения й» для конфузорных колес можно и спользоваться данными, полученными в работе (64! илн провести расчеты по методике [63!.
1.4.3. Гидравлические потери и гидравлический к.п.д. насоса Гидравлические потери в шиеко-центробежном насосе скла. ньплаются нз потерь в подводе, шнеке, на участке между шнеком и цаггробежиым колесом, в колесе и отводе. Вопросы о потерях и подводе, шнеке н в отводе рассмотрены в разделах !.1. 1.2.3 ! Ыдекс «н» относится н ненодннлкноа ренлетлле. в «кор»,— к о. допеки, ел«манному корлюннсовмнн сллтнкллл ннерннн. ав и 1.5.2. Потери между шнеком и колесом н потери в центро- бежном колесе при течении закрученного потока изучены недо- статочно.
Рассмотрим отдельно потери в центробежном и шнеко- цеитробежных насосах. Л. Гидравлический к. п. И. центро беж ного насоса Суммарные гидравлические потери в центробежном насосе, пренебрегая потерями в подводе, можно записать в виде (саь (1.83), (1.118)): наг г,,н (1,!091 где ,"-„, — козффициент потерь в отводе. Отметим, что потери в спиральном отводе зависят от разности скоростей (са — с„,) [65), Однако опытные данные обобшаются по скорости са„!56).
Используя для расчетного режима пасоса значения он=0,64 (см. разд. 1.3,3) и $„-.=0,2 !56] (см. разя !.5.2), получим из соотношения (1.109) (.г = — ", =-0,32(7!+ 0*!Ф Выражение для гидравлического к, п. д. насоса И г ~.г Чг— г'г прп использовании последней формулы запишется в виде и 3 от т) — 1 1 Ф0,10 ) Нг (1.1 1 1) 70 В формулу (1.111) входит козффггциент теоретического напора ХК„однако влияние изменения Й, иа гидравлический к.
и. д. практически отсутств)ет и гидравлический к. и. д. практически завискт только от Ьь С увеличением относительного диаметра хзг гидравлический к. п. д. уменьшается, При увеличении йг уменьшается такж. комплекс /ггг!г, определявший папср насоса (1.67). Уменьшение комплекса йп), с Ростом Бг пРоисходит как за счет уменьшения т)„так и за счет уменьшения (тг !см рис. 1.15, 1.16, 1.17 при г=сопз!). Непосредственно по характеристикам выполненных насосов можно определить произведение йр)г = О'(ут; На рис. 1.25 представлены результаты обобщения данных по величине йтЧ, длЯ пентРобежных насосов.
Использованы данные насосов с 5аа~90'! л,=40 †: 180; а=8 †: 12. Из рис. 1,25 видно„ что при малых отношениях Ютч:0,55 комплекс Ф,Чг=0,6 —:0,68 (1.!12) С Увеличением Ют комплекс йтЧ„Уменьшаетсн как с Уменьшением й, (см. равд. 1.42), так и с увеличением гидравлических потерь (1.111). Прп Вт-+1 густота круговой решетки центробежного колеса настолько уменьшается, что решетка не оказывает отклоняющего воздействия на поток, н й, О.
Поэтому при агт — 1 комплекс й,Ч, йа -ю0. Для насосов с 0т>0,55 на основании обобщения опытных дан. ных (см. Рпс, 1.25) можно принять 4' !431: й,Ч„=(1,35 —:1,5)(1 — Вт). (1113) 42 Рнс, !.2о, Графнк влняння относнтель.
а ного янаметра 0т на комплекс А,чт: гтт 4Ф гто ча тт Π— аемтнме тсаан: — оаоаатаюатая нанна т С помощью соотношений (1.112) и (1.113), используя зависимости для й, (см. разд. 1.42) н имея в виду, что гидравлический к. п. д. грактнчески зависит только от Вт (1.1!1). можно получить выражение для ориентировочной оценки гидравлического к.
и. д. центробежного насоса (я 8 —:12, Яана~90') только цо величине Гзт. Для насосов с отношением .ь!г~0,55 гидравлический к. и. д, Ч,=0,82 —:0,85. Прн 0,55<%<0,8 Ч„= !1,1 —: 1,15). (1,3 0„), (1.114) Увеличение От ведет н уменьшению гидравлического к. п. д. ЛлЯ УвеличеипЯ Ат н Ч, насосов с большим отношением Вт целесообразно увеличивать густоту решетки (увеличение количества лопаток и уменьшение углов йо, н !3ат).
Пренебрегая потерями в подводе, можно записать (1.115) Чг = т!тат Чета где Наст и и Ч Ч гн Н та аоа Из выра>кения (!.1!5) можно оценить Чг „зная Чг (1.114) и потери в отводе (1.118) . 21 6. Потери в вгиекоиеитрооеиси оат «овесе Опыт показывает, что капор и к. п. д. шнеко-центробежного насоса может отличаться от напора и к. п. д, центробежного насоса, т. е. установка шнека влияет на параметры насоса.
аггг, Осгг 77 25 ге 7~ 7«с г гстад ..",„С 7,Ю ггг г~р5 сгу ~вю ф' грай ггггг 0о8 Обо сгс а щт 4Ю "у с7Я г5о 7 9 ". 17 ПГ тт Р От'Й'".",~'" "с" '" Рттс. г,26. Графики ваиииии востаиов«и шнека иа эиергетинесиие кара«тори. стиви насоса: Π— на ас бет шнека ги нтрабса ныа сысосг: Ос с; ..' — нт иста с сытт~сассы нс аа- риаитаын в«сека На рис. !.2бэ приведены энергетические характериспгки вариантов насоса с Юг=0,64 с разлггчньсми шнекамн и без шнека, Видно, что насос со шнеком имеет ббльшггй напор и к. и, д., чем без шнека.
Изменение гидравлических потерь в насосе яв- ляется следствием влияния шнека на напор и к. п. д. насоса, Этот вывод следует из того, что при постановке шнеков с раз. личными параметрами мощность, потребляемая насосом. остается неизменной (см. рис. 1,26), а следовательно, остается постоянным и теоретический напор. Установка шнека и изменение его геометрических параметров влияют на величину закрутки потока на входе в нентробе ксын и ды.ч и 7н.н ты:н бе. .д7 бдд 1дд ддд ЦЯФ дгдз дед д дг д. дд дг а д 07 др дд дг 1Р д Дг дб дд йз О О! Фх д) Рнс. 1.2т. Графики влияния относительной закрутки потока нв вхоае в центробезкное котесо яа к.
н. д, ынеко-центробежного насоса; Н вЂ” Н,=Они Π— О, ОЛИ Е вЂ” О,-ОХН ОГ Д: Х; П вЂ” ОПЫТНЫЕ ТОЧКИ. Сеетиотетатыжиа различным иентробезкийм «олесач; Ч„н - н, ~. л. шнеке.центробежного насоса, е>О; и — к. н. н, центробежного насоса, т:=О ц. к нос колесо. При этом можно ожидать изменения потерь в элементах насоса. На рис. 1.27 показано влияние относительной закрутки грин -' — "" ло отношению к, п, д. пасоса со шнеком и,а к к. л. д. насоса без шнека.
Видно, что прл оирслеленной опги. мальной величине относительной закрутки к, и. д, насоса достигает максимума. Максимальный выигрыш в к, и. д., соответствующий оптимальной закрутке, достигает лри больших .б~ величины в 20 — ЗОБО и уменьшается с уменьшением Ог, При В~<0,5 —;0,55 установка шнека практически не оказывает влияния на напор и к. л. д. насоса (рис. 1.28). Экспериментальные исследования показывают, что оптимальная величина закрутки для насосов с Б1>0,5 —:0,55 равна трон,гм 0,35 —:0,45, Иа оптимальное значение ~р,в, параметры насоса п актическн не влияют. Исследованные насосы имели параметры г=0.35 —:0,73; ()ал=9' —:40', ()гл 18' —:79'; а=6 —:8; и=0,5 —:1; г(ее=0 28 —:043' аг =! —:4; тса.ог 1.1 —:4 7; Ьфх щ 0 —;59" (62).
При установке шнека (Щ>0,5 —:0,55) выигрыш в полном к. п. д, насоса при оптимальной закрутке несколько меньше, чем для гидравлического к. п. д. (напора) (см, рнс, 1.28). Это объясняется тем, что с увеличением гидравлического к. п. д. возрастает напор насоса и увеличивается перепад давления на !г Рис. 1.2а. Графики зависимости максимальиого иоаммеиия гидраалического к и. д. (иаоора~ и яолсого к. и. д. виски-иеигйобегкиого насоса ог отиосз- тельного диаметра Ро уплотнениях кол~са. Последнее ведет к некоторому уменьшению расходного к.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
