Действительные характеристики гидромашин

Рис.2.3. Теоретические характеристики.

Для лопаток, загнутых вперед с увеличением Q_т увеличивается Н_т. При радиальных лопатках теоретическая характеристика горизонтальна, напор не зависит от Q_т. Для лопаток, загнутых назад Н_т уменьшается с увеличением Q_т.

Следовательно, при одинаковых конструктивных размерах наибольшее давление создают турбомашины с лопатками, загнутыми вперед (₁ 90^о), а наименьшее – турбомашины с лопатками, загнутыми назад (₁90^о).

Повышение общего давления при лопатках загнутых вперед определяется увеличением динамической слагающей давления h_дин. из уравнения.

Преимущество лопаток, загнутых вперед, развивать наибольшие давления может быть использовано при условии преобразования динамического (скоростного) давления в статическое, что и осуществляется у В и Н с помощью диффузоров. Однако турбомашины с лопатками, загнутыми вперед, неэкономичны, поскольку динамическое (скоростное) давление приводит к образованию ударных потерь, а это ведет к снижению КПД турбомашины.

При одинаковых развиваемых давлениях конструктивные размеры турбомашины с лопатками, загнутыми вперед, меньше, чем у турбомашин с лопатками, загнутыми назад.

Следовательно, к выбору типа лопаток для турбомашин необходимо подходить не только с точки зрения создания требуемого давления, но и экономичности турбомашин, особенно их большой мощности.

Для вентиляции зданий, осуществляемой вентиляторами общего назначения, требуются сравнительно низкие статические давления, менее 0,5 от полного. В этих условиях рационально применять рабочее колесо с лопатками, загнутыми назад. В таких РК можно получить необходимый полный напор при скоростях значительно меньших, чем при лопатках, загнутых назад. Как следствие, достигается низкий уровень шума, и уменьшаются габариты машины, что очень важно для этого типа вентиляторов.

Вихреобразования в потоке, кроме того, являются источником возникновения аэродинамического шума, поэтому в тех случаях, когда требуется по возможности бесшумная работа вентиляторов, всегда используют машины с лопатками, загнутыми назад.

Наиболее просты для изготовления радиальные лопатки с _л = 1. Но их применяют редко, так как они позволяют получить меньшие давления. Наибольшее давление вентилятор развивает при лопатках, загнутых вперед ( _л = 1,1….1,35). Третий тип лопаток, загнутых назад, применяют преимущественно в вентиляторах низкого давления, а иногда и среднего давления, когда уменьшение коэффициента _л до 0,5…0,8 компенсируется увеличением КПД вентилятора в результате уменьшения сопротивления лопаток при их вращении изогнутой поверхностью вперед.

Казалось бы, для получения возможно более высоких давлений целесообразно применять только машины с лопатками, загнутыми вперед, что позволило бы примерно удваивать давления по сравнению с нагнетателями, имеющими колеса с лопатками, загнутыми назад, при одинаковых окружных скоростях. Однако лопатки, загнутые вперед, имеют существенные недостатки. Так, движение потока между лопатками характеризуется значительными вихреобразованиями и связанными с ними большими гидравлическими потерями. Поэтому КПД машины с лопатками, загнутыми вперед, значительно ниже, чем у машин с колесами, имеющими лопатки, загнутые назад.

Итак, вентиляторы оборудуются колесами как с лопатками, загнутыми вперед (когда требуется большое давление), так и с лопатками, загнутыми назад (когда требуется относительно бесшумная работа машин при более высоких к.п.д.).

Насосы же, предназначенные для перемещения капельных, т.е. несжимаемых жидкостей, выполняются только с лопатками, загнутыми назад, так как вихреобразования в потоке жидкости могут повлечь за собой гидравлические удары, действие которых весьма неблагоприятно отзывается на конструкции машины.

Некоторое влияние на коэффициент давления оказывает и число лопаток. При уменьшении числа лопаток степень расширения каналов между ними увеличивается и поток, проходящий по каналу, легко отрывается от его стенки, что ведет к увеличению гидравлических потерь в колесе. Увеличение числа лопаток до 12 – 16 штук способствует увеличению коэффициента давления. Дальнейшее увеличение уже меньше влияет на значение этого коэффициента, из-за чего наибольшее количество лопаток в центробежных вентиляторах не превышает 36 – 48. Кроме того, увеличивать число лопаток свыше этого предела не имеет смысла, так как лопатки, даже выполненные из сравнительно тонкого металла, начнут уменьшать площадь проходного сечения каналов воздуха. Потери на трение в каналах небольшого сечения возрастут. Коэффициент давления при этом будет снижаться.

Приведенные соображения в равной степени касаются и рационального числа лопаток в колесах центробежных насосов. В насосах обычно не менее 6 и не более 20 – 24 загнутых назад лопаток.

В компрессорах применяются лопатки, загнутые только назад.

Действительная характеристика гидромашин отличается от теоретической, в связи с тем, что при прохождении жидкости внутри машины, возникают потери, связанные с трением жидкости о поверхности лопаток, вихреобразованием при резких поворотах и срыва потока с острых кромок и замкнутой циркуляции потока внутри кожуха. Кроме того, часть энергии потока, создаваемого машиной, теряется в ее выходном отверстии.

Рассмотрению этих характеристик предпочтем анализ потерь, который имеет место в реальных течениях. Идеальный поток отличается от реального отсутствием вязкости и сжимаемости.

Потери в любой турбомашине различают несколько видов:

1. потери трения

2. вихревые потери

3. вторичные потери

4. объемные потери

Рассмотрим каждый из этих видов потерь:

Потери трения.

Величина этих потерь пропорциональна динамическому давлению (или напору)

с² 1

Н_тр = Н_дин. = ------------=---------- Q²

2 g 2 g F²

- дзита; с = Q/F

Н_тр= -----------Q²; где - коэффициент потерь.

2 g F²

Коэффициент потерь зависит от геометрических контуров проточной части, где происходит течение, степени шероховатости вит. стенок и не зависит от рода жидкости.

Потери зависят от квадрата скорости. Н_тр. зависит от Q² на определенном участке, так как потери

------------- постоянны.

2 g F²

Вихревые потери.

Их природа сложна, но в сути дело обстоит так: на каком-то режиме, который называют оптимальным, геометрия проточной части, форма лопаток, наилучшим образом соответствуют с кинематикой потока, с треугольником скоростей и благодаря такому соответствию потери связанные с обтеканием лопаток, минимальны.

На режимах, отличных от оптимального, соответствие между геометрией и кинематикой нарушается. Потери при обтекании лопаток в этом случае возрастают.

Эти потери называют вихревыми.

Вторичные потери.

Вторичные потери возникают в криволинейных двугранных углах, образованных с одной стороны поверхностью лопатки, а с другой – цилиндрическими поверхностями втулки и корпуса.

Величина этих потерь качественно зависит от режима работы машины, но количественно здесь, прежде всего, влияет форма лопатки и величина угла. Особенно отношение диаметров корпуса и втулки.

Аналитически эти потери могут быть определены лишь весьма приближенно. Их определяют различными полуэмпирическими методами.

Объемные потери.

Причина этих потерь – перепад статического давления. Численно определяется достаточно просто.

Причина этих потерь в конструктивном отношении – наличие вращающихся и неподвижных элементов (рабочее колесо и корпус) проточной части, в неизбежном зазоре, между которым циркулирует паразитарная масса Q.

Суммируя все потери и вычитая их из теоретического давления (напора) получим давление (напор) действительное.

Н_т = Н=Н