Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 12
Текст из файла (страница 12)
и. д. пасоса. Отметим, что увеличение выигрыша в гидравлическом к. и, д. за счет установки шнека !см, рис. 1.28) не компенсирует полностью уменьшения к. и. д. колеса с увеличением дг (1.11!). Оптиьгальной закрутке потока перед центробежным колесом соответствует минимум суммы гидравлических потерь во всех элементах насоса. Так как основная доля потерь иа рассветном режиме в шнеко-центробежном насосе соответствует центробежному колесу, то объяснить существование оптимальной закрутки можно на основании анализа течения в центробежном колесе при отсутствии и наличии закрутки потока, т. е. исходя из взаимодействия шпека и колеса.
Наличие шнека оказывает влияние на величину циркуляции относительных скоростей во.,руг лопаток центробежйого колеса !см, раза, 1.3.3). (Ь рис. 1.14 следует, что в центробежном гсолесе с А>0,5 —:0,55 (при обычных малых значениях д) н гр=0 энергия передается жидкости как работой кориолисовых, так и циркуляциопных спл (Ни„и>0, Ни>0). В этом случае в центробежном колесе имеет место диффузорное течение —" = —" <1, тельно, из выражения (1,73) следует, что кч«« Нч и««««п«ыь пэ ' ш«п" ~) « '"ы .« Действн. (1.116) ! Й«(1 —,,) «( «9 «« 0« (1.!! 7) Форх«ула (1.117) не противоречит экспериментальному факту о малом влиянии параметров насоса ()э«>0,5-:0,55) иа «р,р,. Действительно, изменение параметргв пасоса влияет иа расходный параметр 7, -который изменяс ся в малых пределах; прп Откуда при Н„>0 отношение —" <7э«<1. Введение закрутки потока перед центробежным колесом «р>0 приводит к умень- шению Нц (см.
формулу (!.79) н рис. 1.14) и, следовательно, способствует увеличению отношения —" —" (!.116). Уменьшение «в««« днффузорности потока ведет к уменьшению потерь в центробеж- ном колесе. При уменьшении Н, до нуля поток еше остается диффузорным, как это следует из формулы (1.1!6); '« ' =Л«<1, Коифуэорному течению соответствует На<0 (см, фор- мулу (1.116) в этом случае энергия жидкости в центробежном колесе будет передаваться только кориолисовыми силами инер- ции (Н,,,р>0, Н„<0).
При дальнейшем увеличении «р в области ' — '" >1 1 потери в колесе будут уменьшаться менее интенсивно. «е««« / Доля потерь шнека в общих гидравлических потерях будет возрастать, так как напор шнека с увеличением «р растет, а к. п. д. шпека существенно меньше к. п, д, колеса, Увеличатся также потери на участке между шнеком н колесом яз-за уве- личения скорости потока. Поэтому должна существовать опти- мальная закрутка «р, которой соответствует конфузорный поток в центробежном колесе —" >1 и отрицательная работа цирку- 1 «« ляционнь<х сил, Приближенно можно полагать, что потери в центробежном колесе будут мало изменяться после достижения конфузорного тече«шя — '" =1, т.
е. можно положить, что оптимальная заи«« крутка соответствует — -' =1. Выражая омюспте.ъпые ско««'«« рости ш:„и ш«„через абсолютные (1.71), после преобразований найдем увеличении Юк происходит уменьшение йк и второй член в фор. муле (!.117) не должен значительно изменяться. На рис. 1.27 пунктиром нанесены значения крове, рассчитанные по формуле (1.117). Расчетная величина оптимальной закрутки близка к опытной.
В случае насосов с хил<0,5 —:0,55 (см. рис. 1.27,а) при отсутствии закрутки на входе поток в центробежном колесе уже мео конфузорный — ' >!. Поэтому установка шнека (введение ~кк ер>0) не скажется существенно на потерях в колесе и будет отсутствовать влияние шнека на потери в насосе (рнс. 127,а; 1.28). Лля шнеко-цептробежнь1х насосов с В~ -0,5 —:0,55 гидравлический к. и, д, можно принимать, как н для центробежных насосов, равным 0,82 — 0,85. Ко. ОТВОД 1.5.!.
Спиральный отвод Спиральный отвод (рис. 1.29) служит для сбора жидкости, выходящей пз колеса 1 и направления ее в нагнетающую магистраль. Прн этол~ в отводе в энергию давления преобра- Рис. Квэ. Схема спирального отвода; / — исиеробеаиое колесо: т — сиирем,ииа сборник, 3 — коиииеекик иикифк ор 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 пасоса, так как его геометрические параметры определяют расчетный режим насоса (режнм максимума гидравлического к.,п. д.), от них зависят внд энергетических характеристик. Течение в отводе в значительной мере определяет гидродннамнческие радиальные н 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 площади) ие оказывает существенного влияния на параметры пасоса.
Поперечные сечения днффузора переходят от прямоугольной формы к круглой, т. е. диффузор состоит из пирамидального и конического участка. Условно днффузор отвода называют коническим. 1.5.2. Потери в спиральном отводя Течение в спиральном отводе носит сложный характер, что объясняется взаимодействием потока в сборнике и потока, выходящего нз 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~„( с.,) [56): (1.118) втп -.ото где $„, — коэффициент потерь в отводе.
Коэффициент потерь в отводе меняется в зависимости от режима работы насоса, прн 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 завн нмостн: 1,110 где гам дв„ (с,м!сь, 1„ Прп этом минимальная велнчина коэффициента потерь оказывается близкой для отводов с разлнчнымн геометрическими параметрами хоть р 0,18 —:0,22, В среднем ~ьо„р=-0,2, Анализ данных высокооборотных насосов показывает, что в области х<! можно принимать при $п д.- 0,21; А=0,32 н при эв д~а0,21 А = 1,523„л.
(!.120) В области х>1 на коэффициент А существенное влияние оказывает также величина коэффициента потерь в коническом диффузоре отвода. При Вк,до 0,2! большим значенияМ ьк „ соответствует более крутая правая в»Л ветвь зависимости эата=1(х): А = 5„8ьек, — 0,9. (1,!21) ! Прп а д--0,21 в области х>! коэффициент А =0,32. г Ркс. 1.36. Графггпескак аависггтгость копффипиевта потерь коки»еского диффуаора от откошеиив п.попсадегг к вквива.теисиого угла а,: — г «срв и ыффтгорс г пира»оного ог.
наг г гг ргг к рпввовсрпг««опс скорасгса на ако. а ). — — «отср» а аггт4гг орс прн равно. вора.гп волг скор с~ В ва асов* 4 (1.123) 2 где с„— средняя скорость во входном сечешш (горле) диффузора (с„=ЯХТ,), Потери в отводе можно представить как сумму потерь в спиральном сборнике и в коническом диффузоре Е„, =-. Е, -'- Еп,д . 11,122) Коэффициент потерь в коническом диффузоре $гс д можно оценить, используя рекомендации работы (24) для пирамидального диффузора центробежного вентилятора по отношению плошадей пвытгткр и эквивалентному углу ет, = 2агс1д 2!к д где е(а р у' гр и 1, д — соответственно эквивалентный диа. ° ' 4 метр горла и длина диффузора (рнс.
1.30). На рис, 1.30 пунктироье показаны потери в пирамидальном диффузоре (аа 10') прн равномерном поле скоростей на входе. Сравнение с этими даннымн коэффициента потерь диффузора вентилятора (пасв!О') показывает, что диффузор вентилятора имеет большие потеря, так как поток на входе неравпомереи. С поктощью коэффициента 5п,д потери в диффузоре отвода определятся формулой Рассматривая соотношение (1.1!8) совместно с (1.1!9), (1.122) и (1Л23), можно заключить, что, так как с увеличением расхода потери в диффузоре монотонно возрастают, минимум позорь в отводе является следствием наличия минимума потерь в спиральном сборнике.
Если потери в сборнике записать в виде сзц Е,=$ —, С (1,124) то с помощью соотношений (1.118), (!.122) и (1Л23)) можно получить следующие выражения для коэффициента потерь в сборнике 3, = $„, — $„х(с„йез„)з, (1.125) 1.5.3. 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 ]18, 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 н поток на выходе колеса имеют небольшие, близкие по величине углы с направлением нормали к радиусу. Поэтому эти потоки можно рассматривать как спутиые плоскопараллельиые. Применим для этих потоков основные кинеыатические соотношения теории спутиых турбулентных струй [!]. Схематизируя задачу.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
