Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 7
Текст из файла (страница 7)
1.12 приведена экспериментальная зависимость коэффициента а от величины бг, полученная при обработке результатов испь<таиий различных шнеков, Из рис. 1.12 следует, что несмотря на разброс опытных данных, имеется четкая тенденция к уменьшению коэффициента а с ростом значения бг, С учетом 1рлфпкн на рис. 1.12 зависимость (!.59) можно представить н лч дующем окончательном виде: — = (0,23 — 5,9Ь ) 1:)', На Ьгт 2 агт ота т)ы очак 0 1Чы ыаа1)г. (1.61) Решая систему уравнекий относительно коэффидиентов Аг, !!» А~ в уравнении (1.49) с использованием уравнений (1.491, !1!'г), (1.60), (1.61), получим окончательные выражения для 1 ьг»гелен«я этих коэффициентов: !1«!чСЛСЛИМ тЕПЕрЬ дЕйСтВИтЕЛЬНЫЙ НаПОр ШНЕКа На рвжИМЕ МаК- ч пчнльпого к.
п. д. шнека. Были проанализированы имеющиеся н распоряжении напорные тнрлктеристнки многих шнегн»»ак насосов. Эти анализы п»кнлнл«, что режим максимального к. п. д. шнеков приближенно соответствует Р,гэ шл н пию фа=0,6. !'нсчеты показали, что ~1ип указанного режима харльггрным является отсут- гшп значительных вихпепык зон как на входе в п«п» иа периферии, так и о ил ныходе из шнека у втул- дю кп; наличие значительных нпкрсвых зои у шнека наб- к1нчллстСЯ ПРИ ЗиаЧЕНИЯХ РЕ- игпи«ого параметра д~(0,5. ! р дп взять шнек постояиио- «1.1га с 10о/а ным загон.
Р РРРР РРРР Рргх РР Р м»каспием проходного се«пия лопастями, то вели- Рке. 1.12. График ааакеккостн «ппг ао 0,6 соответствует коаффнккента а от относительного аилчепие 4~=0,54. Для шие- радиального зазора аг: ьл переменного шага (прп о: л; ~; о: а» и; х — ткеиеримеил ~ — го«э!) величина е)1 бу. теченью точки иамичиык шичковых л . ~ ~ «ге больше. 1)сходя из вышеизложеишн». можно считать, что при д,=0,6 в шнеке практически от< у1гтнуют вихревые зоны, а следовательно, и потери гидравля- «1«по торможения.
Тогда напор шнека при е),=0,6 с учетом !! !1,!А5) будет А„= (0,23 — 5,96,) Вл Вт == — ))Р 0~61 — » 456т 0,4151)ш тех — О 0951 '* ь„„(1+ ~,„)Ч 1т, (1. —,г)~' К, —..-. ВлР 0,38 — 9,86т — 0,4150л, н,в„— 0,155?. — "л Ь. „(1+ а„)т1 1+ ~лт (1.62) Статический нанер шнека Статический напор шнекового колеса может быть выражен '*ст.ы ГГщ стал (1.63) сеа слт л.
мт где Ит т«л "и с„,„— окружная составляюпгая абсолютной скорости потока на расчетном диаметре на выходе. Подставляя в уравнение (1.63) выражения (1А4), (1.45), (1.49), (1.62), (1.64), получим — ",' = Ат+ В.д, + К.д-', (1.65) А, = (0,105 — 5,96т) Вр, г (1-~-а~ (1.66) Эксперименты показали, что полученные уравнения дают удовлетворительную сходимость расчета с опытом в широком диапазоне изменения геометрических н режимных параметров шнеков (см,, например, рнс. 1.10).
ЬЗ НЕНТРОБЕЖНОЕ КОЛЕСО !.3.!. Угол лопаток на входе в колесо Поток, выйдя из колеса шнека, поступает в центробежное колесо. Пренебрегая потерями, можно принять, что течение в пространстве между шнеком н лопатками центробежного ко- леса определяется па закону с,г=сопз1, При этом допущении и предположении, что струйки текут пе перемешиваясь, по известной окружной составляющей абсолютной скорости выхода нз преднасоса можно найти окружную составляющую абсолютной скорости на входе в центробежное колесо: г аш~в с,„, == ~ы Меридиональная составлящая абсолютной скорости остается неизменной или уменьшается. Угол потока найдется из соотношения: () 1 гыц чы П вЂ” т~,) где у„=.
—. гыч Ющ Угол лопаток найдется по углу потока н углу атаки. Угол атаки задается в пределах 5 — 15'. Величина угла атаки в этом диапазоне слабо влияет на параметры насоса г39!. Углы 6,, целесообразно иметь в пределах 15 — 30', С увеличением 6~ будет меньше сказываться загроможденне сечения входными кромками лопаток и уменьшается диффузорность межлопаточиого канала. !.3.2, Угол лопаток на выходе нз колеса Угол лопаток йм, непосредственно влияет на величину коэффициента напора насоса: Й = й,т~,.0 =яд, ~1 — — "' с1я()з,) == й,ч~,(! — о,), (1.67) И~ где й — коэффициент влияния конечного числа лопаток (см. равд.
1 !.2); т)т — гидравлический к. п. д. насоса. Однако на коэффициент напора влияет также отношение скоростей сэ,/пь При этом, как видно из формулы (1,67), варьирование отношением ст /ит и углом ))зд не будет сказываться па Л',„, если произведение — '" с!ай,„называемое расходным И~ параметром (д), будет оставаться постоянным. Поэтому выбор угла 32„, должен быть связан со значениями отношения сам/и.", На рис. 1.13 приведены значения Л', от угла лопаток р., при различных сз /иь Видно, что при малых значениях ом /из влияние угла (!гз на теоретический напор г(, невелико. При переходе к теоретическому напору Й, влияние ()з еще более уменьшается, так как с увеличением !)~з уменьшается коэффициент й- (см. рис. 1.19). Аналогичная картина имеет место и для 47 коэффициента действительного напора Н (значения Х7, приведенные па рис.
1.13, определены с использованием соотношения (1.67) для углов (1зл~90' (для (1зл>90' оценить Й не удается„так как отсутствуют данные по гидравлическому к, и. д. насосов с такими углами рзл), Прн больших отношениях сзн,/иь как это следует нз рнс. 1.13, увеличенном угла рзл можно гзг Ф гп Р О лг ЗО РР Ро НО гзгг,л „, Ф Рис. 1ЛИ График нлняняя угла лонатон нл николе нентроаежного колеса нз козффнниенття Й„; й, и Й нрн резлнчннх значениях,0~ н сз 1из достигнуть существенного повышения коэффициента напора Х7.
Таким образом, на основании данных рис. 1.!3 можно заключить, что для высокорасходных насосов (большие гз„/из) целе. сообразно выбирать большие углы лопаток (1зл Однако этот вывод справедлив при сохранении постоянной величины А В, 1уз илн прп изменении А в области .6з<0,5. Вместе с тем, высоко- расходным насосам соответствуют высокие значения коэффи.
цнеига быстроходности а, н, следовательно, большие отношения,Пь Повышение значений лл1 связано в случае центробежных насосов с потребностью обеспечения его высоких антикавнтацион. ных качеств (выбор высоких значений Кш >5). Поэтому увеличение ))зл может привести к дальнейшему увеличению ать уменыпенню густоты решетки н такому падейию комплекса 4а Фл1, (1.67), которое не компенсируется увеличением Й, . Тогда !ш ффициент напора Н (1.67) с увеличением 6„., не будет увеличиваться. В связи с этим для высокорасходиых насосов !большие сх„/из и (З~) может оказаться целесообразным Выбор !и больших углов ()эх=15' —:ЗО; при которых повышается густота решетки н возрастает А,ц, и, в конечном счете, увеличиваются ко"~ффнциент напора Н и к.
п, д. насоса. 1!з изложенного следует, что угол (!м, надо выбирать в результате вариантных расчетов. При этом надо иметь в виду, чго угол бал влияет па диффузорность межлопаточного канала центробежного колеса, а через параметр д угол бз,, влияет и на вил энергетических характеристик насоса (см, гл. П). Отметим, что обычно угол (!за=30' —:60'. Для насосов с высокими окружными скоростями из соображений прочности выбиршот угол бз,„=90' (лопатка с радиальной выходной частью).
1.3.3. Связь напора центробежного колеса г работой кориолисовых сил инерции и циркуляцнонных снл Основная доля энергии, передаваемой жидкости в шнекоцгпт!н1бежном насосе, обеспечивается центробежным колесом. (!оэтому изучение процесса передачи энергии в центробежном колесе определяет пути повышения эффективности шнеко-центробежного насоса. При определении приращения энергии жндкш ти в центробежном колесе обычно используют теорему о моменте количества движения для абсолютного течения потока, ив основании которой получают уравнение Эйлера„связываюшге теоретический напор центробежного колеса со скоростями потока и колеса па входе и выходе: Н~ = и с „— я1с1„. (1.68) 1!липко рассмотрение потока в абсолютном движении не вскры!пн т механизма передачи энергии, для этого следует рассматршпмь относительное движение жидкости в колесе (4!]. Рассматривая относительное движение жидкости во вращвкнцемся колесе, мы по существу рассматриваем течение жидкости относительно равномерно вращающихся координат, двргпленных с колесом, т.
е. течение в неннерциальной системе шифдинат. Тогда к объемным силам, действующим на жидкость, и!и м< сил тяжести (веса), добавляются силы инерции от пере!нн ного и кориолисового ускорений, т. е. центробежные, и кориошкчшы силы инерции. Центробежные силы проходят через ось вращения н поэтому не дают момента относительно ее.
Корночвговы силы дают момент относительно оси. Момент от кориоччи оных сил приводит к соответствующему изменению момента юшпчества движения жидкости. Он передается колесу через и мгпт снл давления и уравновешивается приложенным к ко.
лесу внешним моментом. Поэтому момент на колесе Мк,' будет равен моменту кориолисовых сил Мк„с обратным знаком: М„г М„,. Выражение для момента кориолисовых сил запишем в интегральном виде М„= 1 грккрсйг, где гк„— окружная составляющая кориолнсовой силы инерции, отнесенная к единице массы; (У вЂ” объем выделенного элемента жидкости. Тогда после преобразований получим Мкг = Щ (птг нггг). (1.69) По моменту М,,' можно определить энергию, передаваемую жидкости кориолисовыми силами инерции, приходящуюся на 1 кг массы жидкости: гикг га Н = ="' =из — ие.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
