Файл: Соколов Ю.Н. Основы единой теории лопастных машин (насосов, вентиляторов, воздуходувок) [учеб. пособие для студентов втузов].pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 27.06.2024

Просмотров: 119

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

или соответствующую величину полной теоретической энергии

 

 

е т

=

^ т

дж

кг.

 

 

 

2.

 

 

 

р

 

 

 

 

 

Эта величина

по

(II —17')

определяет

необходи­

мую

окружную

скорость

и-,

на

выходе

с центробеж­

ного колеса, если известны коэффициенты

и

az.

Поэтому' приходится

предварительно оценить

их

чис­

ловые значения

по (II —18')

и,

например,

по

формуле

акад. Проскуры (II—15), ориентируясь на выбранную

величину

угла

{З.,л. Углом

of, числом

лопаток z

и от-

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

д

• = т.

ношением

входного

и выходного

диаметров

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Do

 

при этом

приходится-задаваться

с

последующей

про­

веркой

и

необходимостью пересчета в случае боль­

ших расхождений.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Оценив

<?оо

и az,

находим

Вт

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

/

 

м'сек.

 

 

 

При

 

 

 

 

 

 

 

п

об'.мин

это

опре­

заданном числе оборотов

деляет

и наружный

диаметр

колеса

 

 

 

 

 

 

 

 

 

„

=

60 и

м.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

и

 

 

 

 

 

 

Необходимую окружную

скорость

на выходе с цент­

робежного колеса можно

определить

также,

используя

уравнение

(III—1)

и

минуя

при этом

предварительную

оценку

коэффициентов <рсо и аг,

если сг2

оценивать с уче­

том .осреднения выходной

скорости

с2 и определяемо­

го конечным

числом

лопаток отклонения потока на вы­

ходе, т. е. вводя в

 

расчет не выходной угол лопат­

ки р2 л ,

а

выходной

 

угол

потока

р 2 . = Р2л — ApV

Решая

уравнение

(III—1)

 

относительно

щ

 

(как

квадратное)

и отбрасывая

второй

корень, получаем

 

 

 

 

И?

=

 

 

 

/

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Осредненная радиальная скорость на выходе с цент­ робежного колеса при этом должна определяться по

6, Заказ 4543.

8J

расходу

жидкости или газа,

протекающего ч'ерез ко­

лесо с

учетом

утечек

 

(§111 — 12),

Qк = Q + Q у

ї і л*3/се/с.

 

 

 

 

 

 

Сг2

 

 

 

Qtc

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

где

D2

— наружный

диаметр

колеса, м;

 

 

 

Ь — его осевая

ширина

на

выходе;

 

 

 

[а„ — коэффициент,

учитывающий стеснение

выход­

 

 

 

ного

сечения

лопатками.

 

 

 

 

3. Размеры

входного

сечения

центробежного коле­

са

следует

согласовывать

с

размерами

всасывающего

патрубка

и с допускаемой

в нем средней

скоростью

 

 

 

 

 

 

 

=

 

Q

•

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Са

 

 

М СЄК,

 

 

 

где

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Лі = - т (do — dlr)[h> м2;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4

 

 

 

 

 

 

 

 

dQ

— диаметр

входного

 

патрубка,

м;

 

 

dUT— диаметр

втулки или вала,

м (в центробежных ма­

 

шинах

консольного

т и п а й „ т

= 0;

 

 

Р0 — коэффициент поджатая потока при входе во вса­

 

сывающий

патрубок

(при диаметре

всасывающего

 

трубопровода, равном dn, цп г=;1).

 

 

Для

вентиляторов

А. Н. Шерстюк [43] рекомендует

приведенный диаметр

входа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

dinp =

Vdj)

+

d'em

 

 

выбирать,

исходя

из условий

минимума потерь Д/?вх при

входе на

рабочее

колесо.

Приравнивая

нулю

произ-

водную —

 

, он вывел

зависимость

 

 

 

 

 

ddUip

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

rfi пр ==RV

 

 

 

 

 

( Ш - 5 )

где

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Я = 3 , 2 5 ] / ^ х

 

+

Спов +

^пСл .

(

Ш _ 6 )

\-СЛ

ct — скорость на входе

в

колесо;

коэффициенты

гидравлических сопротивлений:

Св х —во входной коробке;

 

 

чпо» — при

повороте

потока

к лопаткам центробежного

колеса;

 

 

 

 

Сл — в межлопаточных

каналах.

Оценивая нормальные числовые значения этнхх коэф­

фициентов, А. Н. Шерстюк рекомендует принимать:

а) для вентиляторов с односторонним входом и вса­

сывающим

трубопроводом R =

3,5 -г- 3,8;

, б) для

вентиляторов с двухсторонним подводом и

входными коробками R = 3,8 -=- 4,2,

считая,

что в обоих

случаях К0 = \.

При

 

УЩ = —

= 0,5

во втором

случае R = 3,6

4.

 

Для центробежных

насосов

Д. Я. Суханов [38J ре­

комендует приведенный диаметр входного сечения оценивать по формуле

гіі„р=.(4-г-4,5)т/5, ' п.

( Ш - 7 )

а С. С. Руднев

[25] — определять

скорость во вход­

ном патрубке по

формуле

 

 

с0 = 0 , 0 6 ^ 0 ^ .

( I I I - 8 )

Выбрав приведенный диаметр входного сечения цент­ робежной машины и определив скорость в этом сечении, соответствующую расчетной производительности, перехо­ дят к определению входного диаметра колеса Dx и ши­ рины на входе Ъ\. Чаще всего принимают £>і та do, но в специальных случаях допускаются и заметные отступ­ ления от этого равенства, обусловленные конструктивны­ ми соображениями и экспериментами на моделях.

Радиальную проекцию средней скорости входа на

центробежное

колесо сгі

выбирают,

исходя

из условия

получения угла

(Зі входного треугольника скоростей, обе­

спечивающего

наивысшие

значения

.гидравлического

к. п.д.

• ,

 

 

.

'

'

Для вентиляторов

с загнутыми

назад

лопатками

рекомендуется

обеспечивать

практическое- • равенство

б».

 

 

 

 

 

83

скоростей сг і и cQ:

принимают сг і — 0,95

-4-

1,05,

но

в отдельных случаях, как,

например, в вентиляторах типа

Экк, допускается и заметное увеличение сг\

по

сравне­

нию с Со. Призагнутых

вперед

лопатках

и

больших

т = Di : D2 практикой веитиляторостроения

выработана

рекомендация: с г і =

(0,7

н- 1,0)

с0 .

 

угол

pi

Для центробежных насосов

рекомендуется

выбирать в пределах от 15° до 22°, в соответствии с чем определяется радиальная сг1 или меридиональная с т 1 — составляющие входной скорости.

Ширина лопаток центробежного колеса на входном диаметре в осевом направлении определяется уравнением расхода

TTD, р*J Сг1

а при наклонном срезе входных кромок лопаток — в на­ правлении этого среза

b

-

Q

 

 

 

 

V-l С ml

 

 

Здесь (Lii — коэффициент, учитывающий

неполное исполь­

зование входного

сечения

nD\bu как

за

счет входных

кромок лопаток,.так и за счет возможности

образования

вихревых зон, снижающих полезное сечение направлен­

ного потока. При загнутых назад лопатках

= 0,85 н-

 

0,95,

а при

загнутых вперед—ці = 0,7 -=- 0,9.

 

н-

4. Определив наружный диаметр центробежногоJXI

коле­

са

D2

по необходимой окружной скорости «2 и

заданному

числу оборотов

п

(см. выше §

1), а внутренний D\

—по

рассмотренным

в

§ 3 условиям

входа, весьма

вероятно

получить не соответствующее выбранным прежде и уста­ новившимся нормативам отношение in = D\/D2. В таких случаях необходим пересчет, связанный с изменением числа оборотов проектируемой машины и доводящий отношение т до установленных практикой нормальных значений. При этом следует учитывать, что для центро­ бежных вентиляторов не рекомендуется выходить за пре­ делы т = 0,8 -ь 0,5, так как увеличение этого отношения приводит к чрезмерно коротким (в радиальном направ­ лении) лопаткам, а его уменьшение увеличивает так на­ зываемые дисковые потери (см. ниже § III—14).

5. Углы, определяющие направление входной и выход­ ной кромок лопаток центробежного колеса, в первом приближении определяются расчетами по осредненным скоростям. Так, на входе

р, = arctg

° r l

,

 

что очевидно по входному

треугольнику

скоростей

(рис. II—3 б). При радиальном

входе си \ =

О, а окруж­

ная скорость определяется по входному диаметру и вы­ бранному числу оборотов

Угол

входной

кромки

лопатки

р 1 л

выбирают

по

рх по­

тока,

задаваясь углом

атаки а. =

р1 л — р, = 5° -ь- 8°.

Выходной

угол лопаток р2 л

определяется

по

ранее

установленному углу выхода потока % и отклонению

потока

на выходе

др2 = р 2 л

— р2

(§11—7).

 

Зная

углы р 1 л

и р2 л , можно

определить

геометри­

ческую

форму, лопатки центробежного

колеса, в прос­

тейшем

случае, очерчивая

ее по

дуге

окружности.

Рабочие колеса

крупных

центробежных

машин, где

стремятся к максимальным к.п.д., выполняют с лопатка­ ми не цилиндрической формы, а изогнутыми в.форме по­ верхности двоякой кривизны. Необходимость этого опре­ деляется неравномерностью поля скоростей в межлопа­ точном канале по его осевому сечению, что определяет и неодинаковые углы Pi и (32 на разных расстояниях от заднего диска колеса до переднего. Более сложную фор­ му, чем пластинка постоянной толщины, загнутая по дуге окружности, придают лопаткам крупных центробежных машин и в их диаметральном сечении. Лопатки центро­ бежных насосов и вентиляторов нередко изгибают по логарифмической спирали, а в современных типах высо­ коэкономичных вентиляторов их сечениям придают форму хорошо обтекаемых авиационных профилей.

§ III—4. Современное развитие теории и методики

расчета центробежных машин

Струйная теория лопастных машин, базирующаяся, по существу, на условном (идеализированном) представ-

Смотрите также файлы