Характеристики турбомашин

Рабочие процессы, происходящие в вентиляторах и насосах, сходны, так как протекают они практически при постоянной плот­ности: вода и воздух сжимаются незначительно (при увеличении давления на 0,1 МПа объем воды уменьшается на 0,00005 перво­начального объема, а максимальное давление воздуха, создавае­мое вентилятором, обычно не превосходит 0,005 МПа, т. е. плотность возрастает только на 5 %).

Зависимость между теоретической подачей Q_T центробежной турбомашины и создаваемым турбомашиной теоретическим на­пором Н_г устанавливается в предположении отсутствия трения в турбомашине, утечек жидкости через неплотности и наличия в рабочем колесе бесконечно большого числа лопастей беско­нечно малой толщины. В таком случае поток жидкости разделился бы лопастями на элементарные струйки.

Лопасти рабочих колес центробежных турбомашин могут быть:

1) загнутые вперед, когда р₂ < 90°, ctg р₂ Н> 0 (рис. 7, а);

2) радиальные, когда р₂ = 90°, т. е. ctg р = 0 (рис. 7, б);

3) загнутые назад, когда р₂ г> 90°, т. е. ctg р₂ <5 0 (рис. 7, в). В соответствии с этим в коорди­натных осях подачи  и напора строят теоретические индивидуальные характеристики турбомашины при и₂ = const.

При Q_T = 0 для всех типов рабочих колес

Н_т =(1/g) * u²₂

При увеличении подачи Q_T напор турбо­машин с колесами, имеющими лопасти, загнутые вперед, возра­стает, при радиальных лопастях остается постоянным, а при лопастях, загнутых назад, снижается.

В отношении величины напора колеса с лопастями, загнутыми вперед, предпочтительнее. Однако в этих колесах имеет место наибольшая скорость с₂, а наименьшая величина ее — в колесах с лопастями, загнутыми назад. Для уменьшения потерь же­лательно, чтобы скорость с была меньше, но не менее известного предела, так как с ее уменьшением снижается Н_т. Значения с₂, обеспечивающие максимальный к. п. д. колеса, имеют место при лопастях, загнутых назад.

Шахтные вентиляторы по сравнению с насосами характеризу­ются значительными производительностями и небольшими дав

 

Рис. 7. Рабочие колеса центробежных турбомашин и соот­ветствующие им теоретические индивидуальные характери­стики

лениями, поэтому необходимо иметь колесо большого диаметра. Центробежные вентиляторы имеют одно колесо (в целях сокра­щения габаритов вентилятора по оси вращения его вала). В центро­бежных вентиляторах небольшой производительности применя­ются колеса с лопастями, загнутыми вперед. При этом несколько снижается к. п. д., что в известной степени компенсируется при­менением диффузора. В вентиляторах большой производительности применяются рабочие колеса с лопастями, загнутыми назад, которые обеспечивают более высокий к. п. д.

Шахтные насосы по сравнению с вентиляторами характери­зуются значительными шторами и небольшими подачами. По­этому центробежные насосы обычно имеют несколько последова­тельно соединенных колес относительно небольших диаметров. Для насосов применяются колеса с лопастями, загнутыми назад. Та­кого же типа колеса применяются для центробежных компрес­соров.

Действительная индивидуальная харак­теристика турбомашины представляет собой зависи­мость между действительным напором Я и действительной по­дачей Q турбомашины при известных размерах машины и опре­деленной частоте вращения рабочего колеса. Действительный на­пор меньше теоретического из-за потерь в турбомашине, причинами которых являются: 1) конечное число лопастей колеса; 2) трение частиц жидкости между собой и о поверхности проточной части турбомашины; 3) затраты энергии на удары при вихревом движении жидкости внутри турбомашины; 4) затраты энергии на преоб­разование скоростного напора в статический.

В реальной турбомашине с известным числом лопастей определенной толщины скорости движения жидкости по сечению данного радиуса различны; давление у лицевой стороны лопасти выше, чем у тыльной; поток жидкости на выходе из колеса скошен в сторону, обратную направлению вращения.

Все указанные потери напора учитываются гидравли­ческим к. п. д. турбомашины, определяемым отношением полезной мощности турбомашины к сумме полезной мощности

Рис. 9. Формы действительных индивидуальных харак­теристик турбомашины: а и б — центробежных, в — осевой

и мощности, затраченной на потери напора в турбомашине. Гид­равлический к. п. д. зависит от качества изготовления турбома­шины, ее параметров и равен для современных машин η_г = 0,8...... 0,96. Действительная подача турбомашины, как и напор, меньше теоретической вследствие объемных потерь — утечек через не­плотности в турбомашине. Эти потери характеризует объемный к. п. д. — отношение полезной мощности к сумме полезной мощ­ности и мощности, утраченной с утечками. В среднем объем­ный к. п. д. η|₀ = 0,95... 0,98.

В турбомашине имеются также механические потери — за­траты энергии на трение в подшипниках, сальниках, жидкости о наружные поверхности дисков рабочего колеса (дисковое трение) и др. Эти потери определяются механическим к.п.д., который для современных турбомашин η_м = 0,95... 0,99.

Отношение полезной мощности к мощности турбомашины на­зывается к п. д. турбомашины и является ее характеристикой. Он равен произведению гидравлического, объемного и механи­ческого к. п. д., т. е. η = η_гη₀η_м. Сравнение форм действительных индивидуальных характери­стик турбомашин, имеющих рабочие колеса с лопастями, загну­тыми вперед (рис. 9, а) и назад (рис. 9, б), показывает, что пер­вая характеристика имеет вид выпуклой кривой (горбатые харак­теристики), а вторая — падающей кривой (безгорбые характе­ристики) или имеет слабо выраженный горб. Форма характери­стики при определенных условиях оказывает влияние на устой­чивость режима работы турбомашины.