Головна

Фактичні характеристики нагнітачів

  1.  Call ім'я підпрограми (фактичні параметри).
  2.  I. Формулювання завдання та характеристики СМО
  3.  Базові характеристики виставкового продукту
  4.  Батиграфической характеристики чаші водосховища
  5.  Квиток 29. Поняття і основні характеристики масової комунікації.
  6.  Бойові характеристики звичайної зброї
  7.  Бюрократизм і формалізм в системі освіти. Ці характеристики освітнього кризи проявляються в дідактоцентрізме і предметоцентрізма.

Вплив кінцевого числа лопаток. Насправді робоче колесо, наприклад відцентрового насоса, має всього шість - вісім лопаток, отже, існує значна межлопастное простір, в якому потік деформується. Проаналізуємо вплив кінцевого числа лопаток на величину теоретичного напору, скориставшись методом Стодоли - Майзеля. Для аналізу усталеного руху в робочому колесі необхідно розглядати протягом рідини в відносному русі, т. Е. В системі координат, пов'язаної з робочим колесом. Кінематика потоку рідини в робочому колесі дещо зміниться в цій системі координат. Зупинимося докладніше на цьому питанні. Уявімо собі циліндр, заповнений ідеальною рідиною і жорстко з'єднаний зі стрижнем в точці O. Усередині циліндра помістимо невагому хрестоподібну пластину (Малюнок 1.22), па якій зауважимо точку 2. Почнемо обертати з кутовий швидкістю w0 стрижень з циліндром в напрямку стрілки. Точка 1 в цьому випадку переміститься в положення 1 ', а точка 2 внаслідок інерційності пластини і відсутності в'язкості не змінить свою орієнтацію і буде перебувати в положенні 2'.

 Малюнок 1.21 - До визначення циркуляції в сегменті
 Малюнок 1.22 - До визначення напрямку обертання ідеальної рідини в обертовому циліндрі

У відносній системі координат, пов'язаної з циліндром, хрестоподібна пластина разом з рідиною обертається в бік, протилежний обертанню циліндра. Отже, при відносному русі рідина в циліндрі обертається як тверде тіло з кутовий швидкістю, рівній кутової швидкості обертання циліндра навколо осі координат.

Покажемо, що при обертанні рідини як твердого тіла рух є вихровим. Уявімо собі обертання рідини навколо центру в точці О. Виділимо під обертається рідини (Малюнок 1.21) елементарний сегмент, обмежений дугами r і r + dr з центром тяжкості в точці а (на малюнку ця поверхню заштрихована). Виходячи з елементарних міркувань, маємо приріст окружної швидкості

.  (1.36)

Тоді приріст окружної швидкості dua в точці а можна наближено записати у вигляді

.  (1.37)

Можна уявити, що рідина в точці а має окружну швидкість, більшу, ніж окружна швидкість рідини на поверхні r dj, і меншу, ніж на поверхні (r + dr) dj. Таким чином, усередині заштрихованої області рідина обертається як тверде тіло навколо точки a з кутовий w0 (Малюнок 1.24).

 Малюнок 1.23 - До визначення швидкості обертання рідини
 Малюнок 1.24 - Схема циркуляції швидкості в межлопастное просторі

Відстань між осями лопаток на виході колеса t2:

 (1.38)

де Z - число лопаток колеса.

У зв'язку з тим, що лопатки встановлені з кутом b2, То відстань між лопатками зменшується і дорівнює:

.  (1.39)

Тому рідина в межлопаточном просторі обертається зі швидкістю

.  (1.40)

Тоді рівняння Ейлера з урахуванням кінцевого числа лопаток запишеться:

.  (1.41)

Вплив кінцевого числа лопаток на теоретичну характеристику наведено на малюнку 1.25.

 Малюнок 1.25 - Облік кінцевого числа лопаток

Втрати напору (тиску) в колесі. Фактичне тиск створюване нагнітачем завжди менше теоретичного. Це можна пояснити тим, що всередині самого нагнітача є втрати тиску (напору), пов'язані з умовами входу потоку в робоче колесо, втратами в самому лопастном колесі і, нарешті, втратами за робочим колесом. З урахуванням цих втрат, які можна назвати внутрішніми - D рвн, Дійсне повне тиск нагнітача одно: pф = pт - D рвн.

Втрати перед робочим колесом - Це втрати входу. Вхідний патрубок (вхідний колектор) служить для підведення надходить в нагнітач рідини до робочого колеса. Втрати входу залежать від форми отвору всмоктування і можуть бути враховані відповідними коефіцієнтами опору. Для зменшення втрат, крім добре обтічної форми входу, необхідно мати мінімально можливі швидкості входу, для чого площа входу повинна бути найбільшою.

Втрати в робочому колесі. Сумарні втрати тиску в робочому колесі складаються з втрат на тертя рідини (газу) про диски колеса і в міжлопатевих каналах, втрат на удар при вході і втрат, пов'язаних зі зривами потоку на робочому колесі.

Втрати на тертя при обертанні дисків робочого колеса залежать від третього ступеня окружної швидкості U23 і квадрата діаметра робочого колеса D22. Величина цих втрат порівняно невелика і складає 2-4% всіх втрат потужності.

Втрати на тертя в міжлопатевих каналах в результаті дії відцентрових сил більш значні. Однак попередній розрахунок їх неможливий через відсутність точних даних про розподіл швидкості потоку в міжлопатевих каналах.

Втрати за робочим колесом. Ця група втрат включає втрати в зазорі і втрати в спіральному кожусі. Втрати в зазорі виникають через необхідність дотримання відстані між обертовим робочим коліном і вхідним патрубком.

Витоку в робочому колесі. У зазорі відбувається перетікання деякої частини рідини (газу) з спірального кожуха в робоче колесо в результаті природного перепаду тиску по обидва боки зазору. Наслідком цього є виникнення постійного кругового течії всередині нагнітача і, отже, втрат.

Тому фактична подача нагнітача буде менше теоретичної подачі на величину витоків через зазор. Втрати в зазорі будуть менше при більшій довжині потоку в зазорі, т. Е. При меншому відношенні діаметрів <1 \\ ЙЧ. При зменшенні й \ 1й2 в більшості випадків знову підвищується розвивається нагнітачем тиск, в результаті чого перепад тисків в зазорі збільшується. Тому частка втрат в зазорі (у відсотках від загальних втрат) значно більше у нагнітачів високого тиску, ніж у нагнітачів низького тиску. Звідси зрозуміло, чому максимальні ККД для нагнітачів низького тиску вище, ніж для нагнітачів високого тиску. Величина зазору нормується і становить: для радіальних вентиляторів - 1% діаметра колеса ЙЧ \ для осьових вентиляторів-1,5% довжини лопатки; для відцентрових насосів - 0,05 0,1 мм. Втрати в зазорі виміряти важко, складний і їх розрахунок. При ретельному виготовленні втрати в зазорі можна знизити, але все ж вони складуть не менше 5% корисної потужності; при звичайному виконанні втрати рівні 10%, а при невеликих розмірах нагнітачів доходять до 15%. Для вентиляторів, які застосовуються в системах пневмотранспорту і мають робочі колеса без переднього диска, втрати в зазорі ще більше.

 Малюнок 1.26 - Схема перетікання в радіальному вентиляторі

Спіральний кожух призначений для відводу в певному напрямку потоку, що виходить з робочого колеса, а також для часткового перетворення динамічного тиску в статичне. У радіального вентилятора на відміну від відцентрового насоса спіральний кожух має постійну ширину В (рис. 3.18). Обечайка окреслюється або за логарифмічною спіралі, або дугами кіл за правилом так званого конструкторського квадрата, при цьому сторона цього квадрата в 4 рази менше величини розкриття / спірального корпусу. Відповідно до ГОСТ 10616-73 зі зм. значення / рекомендується приймати рівними 20; 30; 40; 50; 60; 70 і 80% діаметра колеса. Радіуси дуг кіл визначають або графічним побудовою, або обчислюють за формулами:

Корпус вентилятора окреслюється за правилом конструкторського квадрата (рис. 2). Сторона квадрата дорівнює чверті розкриття корпусу  . З вершин цього квадрата радіусами

 (3.12)

проводять дуги окружності, за якими окреслюється корпус.

 1 - обичайка; 2 - язикРісунок 1.26 - Схема побудови обичайки спірального корпусу за правилом конструкторського квадрата

Поблизу робочого колеса обичайка переходить в так званий мову, призначення якого - сприяти зменшенню кругового руху рідини всередині кожуха, при якому в ньому збільшуються гідравлічні втрати. Однак при занадто маленьких зазорах між робочим колесом і мовою значно збільшується шум при роботі нагнітача, особливо при широких колесах. Частина спірального кожуха, обмежена цією мовою і є продовженням обичайки площиною, називається вихідний частиною кожуха.

Канал, в якому відбувається перетворення динамічного тиску в статичне, за формою нагадує дифузор, тому (як і у всякому диффузоре) це перетворення супроводжується втратами тиску, які співмірні або навіть перевищують втрати тиску в робочому колесі. Особливо великі втрати тиску виникають у нагнітачів з лопатками, загнутими вперед, так як у них динамічний тиск на виході з колеса велике і середні швидкості течії в кожусі більше, ніж у нагнітачів з лопатками, загнутими назад.

Втрати тиску в кожусі залежать від параметрів течії при вході в спіральний кожух, т. Е. Від геометричних параметрів робочого колеса і режиму його роботи, а також від розмірів і форми спірального кожуха. Точний розрахунок втрат тиску в кожусі представляє великі труднощі, оскільки зводиться до розрахунку складного просторового відривного несталого течії в'язкої рідини з зонами розвиненого вторинного течії поблизу бічних стінок кожуха. За даними деяких дослідників, ці втрати нерідко становлять більше половини гідравлічних втрат нагнітача.

Як видно з викладеного, точний розрахунок окремих складових гідравлічних втрат всередині нагнітача і, отже, точний розрахунок гідравлічного ККД на стадії розробки конструкції нагнітача не подаються можливими.

Для реальних нагнітачів значення гідравлічного ККД одно: з лопатками, загнутими назад, - 0,7- 0,9; з лопатками, загнутими вперед, - 0,6-0,75; з радіально закінчуються лопатками - 0,65-0,8.

Втрати тиску на удар. Теоретично можливий такий робочий режим, при якому вхід потоку в робоче колесо буде ненаголошених. Це станеться в тому випадку, коли напрямок відносної швидкості входу ш \ співпаде з кутом входу на лопатки b1. Насправді ж завжди бувають відхилення, які є не тільки між лопатками, але навіть у самих лопаток. Причина цього в тому, що абсолютна швидкість входу С1 по ширині лопатки непостійна і тому радіальна складова абсолютної швидкості З1'Також непостійна ні в поздовжньому, ні в поперечному перетинах. Якщо абсолютна швидкість З1 (Малюнок 1.27) зміниться до величини С1', То виникне різниця векторів між відносними швидкостями w1 і w1'- Так звана ударна складова Dw = ED. З трикутників ABC і ABD отримаємо

.  (1.42)

Втрати тиску при раптовій зміні напрямку потоку складуть

 Малюнок 1.27 - До розрахунку удару на лопатку рабсчего колеса
.  (1.43)

де j - коефіцієнт пом'якшення удару з-за еластичності середовища, приймається за даними Пфлейдерсра, рівним 0,58-0,7.

Втрати D р виникають в результаті швидкого зменшення відносної швидкості від w1 на вході до w2 на виході аналогічно тому, як це відбувається в дифузорі, де втрати становлять

.  (1.44)

У відносному русі втрати при дифузорному течії можна обмежити значенням

.  (1.45)

Цього вдається досягти в більшості випадків тільки для лопаток, загнутих назад, а також при дуже великому числі лопаток і відповідно збільшених втрати на тертя для радіально закінчуються лопаток. Для лопаток, загнутих вперед, зриви в відносному потоці неминучі і є причиною значних втрат.

На рис. 3.19 ілюструється методика побудови дійсної характеристики на основі теоретичної. Нехай лінія АВ визначає теоретичну характеристику тиску при нескінченному числі лопаток. Теоретична характеристика повного тиску при кінцевому числі лопаток розташовується нижче (лінія СБ), оскільки енергія, що передається потоку лопатевим колесом, в цьому випадку буде менше.

Віднімемо від характеристики СО окремі втрати тиску всередині нагнітача. У робочому колесі і в спіральному кожусі втрати тиску на подолання сил тертя залежать від квадрата швидкості або від квадрата подачі. Втрати на тертя показані на рис. 3.19, а у вигляді квадратичної параболи ОЕ. Віднімаючи з характеристики СЮ характеристику ОЕ, отримаємо характеристику СР, що враховує вплив втрат на тертя.

Втрати тиску на удар, до яких відносяться також втрати зриву і перетворення тиску, мають мінімум при безударном робочому режимі в точці С. Ця точка відповідає режиму максимального ККД (див. Рис. 3.19, а). Зазначені втрати також змінюються пропорційно квадрату подачі і являють собою параболу КОМ з вершиною на осі абсцис в точ. ке О. Віднімаючи з характеристики СР втрати на удар, отримуємо характеристику N # 7, яка враховує втрати і на тертя, і на удар.

Втрати в зазорі, які зменшують корисну потужність Ьр на величину, зміщують характеристику тиску в горизонтальному напрямку на величину, (в положення 5). Характеристика 6, що є залежність повного тиску від подачі, називається дійсною характеристикою повного тиску. Кордоном її є характеристика динамічного тиску ОВ. Віднімаючи з характеристики повного тиску # 5 характеристику динамічного тиску 05, отримуємо характеристику статичного тиску КТ.

 Малюнок 1.28 - Дійсна характеристика вентилятора

На рис. 3.19,6 приведена залежність споживаної потужності ЕР від подачі. Характеристика корисної потужності нагнітача ОА є адіабатичну роботу. З урахуванням втрат на тертя характеристика потужності пройде вище (лінія ОВ), а з урахуванням, крім цього, і втрат на удар - ще вище (лінія Сі). Втрати в зазорі D р зрушують лінію Сі вгору до лінії ЕР, яка представляє собою характеристику политропического, або споживаної, потужності.

Цієї потужності відповідає повний ККД (лінія 01). Різниця политропического і адіабатичній мощностей- лінія ЄК характеризує повні гідравлічні втрати нагнітача. При 1. = 0 потужність витрачається тільки на переміщення рідини (газу) всередині кожуха нагнітача. Витрати цієї потужності «холостого ходу» залежать як від закручувати здатності робочого колеса, так і від здатності кожуха загальмовує це переміщення.

На стадії проектування нагнітача можна точно розрахувати втрати в самому нагнітачі і отримати дійсну характеристику, тому всі характеристики нагнітачів отримують тільки експериментальним шляхом, проводячи випробування на спеціальних аеродинамічних стендах.

На основі повної характеристики, використовуючи формули перерахунку (див. § 10), отримують універсальні характеристики, користуючись якими легко підібрати нагнітач для роботи в мережі.

Повні характеристики нагнітачів будують в координатах р-Ь, И-И і г] -Ь. При знятті характеристики (рис. 3.20) повинні бути виконані наступні умови: 1) конструктивні розміри нагнітача не повинні змінюватися; 2) щільність переміщуваного середовища повинна бути постійною; 3) частота обертання робочого колеса повинна бути незмінною.

Характеристика повного тиску р-ред визначає залежність різниці повних тисків на виході і вході в нагнітач (рВих-рвх) Від подачі Ь. У працюючого в звичайних умовах нагнітача характеристика повного тиску ніколи ие доходить до осі абсцис, так як потік на виході з нагнітача несе з собою кінетичну енергію. Залежно від величини втрат в нагнітачі обрис характеристики повного тиску може бути полого падаючим, круто падаючим або мати западину в області малих подач. Нагнітачі з круто падаючими характеристиками забезпечують стійкість в роботі.

Характеристика потужності N-Ь визначає витрати енергії, необхідної для подолання втрат всередині нагнітача і в приєднаної до нього мережі

 
 

 Малюнок 1.29 - Повна характеристика вентилятора

З огляду на, що витрати потужності мінімальні при нульовому расхде запуск нагнітачів в роботу рекомендують вставляти при закритих регулювальних засувках. В цьому випадку пусковий струм електродвигуна буде мінімальним і не відбудеться перевантаження двигуна.

Характеристика повного ККД -L дозволяє легко оцінювати еф роботи нагнітача при різних режимах.

 




 Схема і принцип дії аксіально-поршневого насоса. |  Схема і принцип дії радіально-поршневого насоса |  Схема і принцип дії струминного нагнітача. |  Основні робочі параметри нагнітачів |  Приклад 1.1. |  Приклад 1.2. |  Приклад 1.3. |  Розрахунок характеристики мережі |  Кінематика потоку в робочому колесі нагнітача |  Рівняння Ейлера для роботи лопатевого колеса |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати