Подобие нагнетателей.
Рис.2.5. Действительные характеристики.
Рис.2.4. Действительные характеристики.
Нт (Q) - Н (Q) = H (Q).
Методов, которые давали бы возможность получить функцию Н(Q), нет. Действительная кривая давления (напора) определяется только в результате аэродинамических испытаний. Во время этих испытаний также измеряется мощность, потребляемая турбомашинами, после чего не трудно найти действительный КПД.
Полная характеристика турбомашин – это графики зависимостей Р, N, =f (Q), напорная мощностная и обобщенная характеристика, построенная при постоянных значениях ,D , n.
Заводы-изготовители обычно прилагают к выпускаемой машине паспорт с характеристиками, представляющими зависимости
Р = f (Q) N = f’ (Q) =f” (Q),
Кривые N =f (Q).
Передаваемую жидкости полезную мощность можно вычислить по формуле:
Nпол = Q P
из формулы видно, что Nпол.=0 при Q = 0 или Р= 0, т.е. в координатах N– Q кривая начинается от нуля (кривая I)
Но в связи с объемными потерями, а также из-за паразитной мощности, расходуемой на трение дисков лопаточного колеса о жидкость, кривая мощность лопаточных нагнетателей начинается не от 0, а несколько выше. Вид кривой зависит от конструкции нагнетателя (угла 2). Если нагнетатель имеет лопатки, загнутые вперед (190о), то при производительности QQmax(PPдин.) кривая поднимается круто и непрерывно (кривая 2).
Для центробежных нагнетателей с лопатками, загнутыми назад, кривая имеет точку перегиба (кривая 3), причем величина мощности при оптимальном режиме оказывается близкой к максимальному ее значению. В точке пересечения кривой 3 с осью абсцисс мощность становится нулевой и дальше нагнетатель начинает не потреблять, а производить мощность, т.е. становится турбиной.
Так как у центробежных нагнетателей минимальная мощность соответствует нулевому расходу, то запускают их при закрытой регулировочной задвижке.
При построении кривой N = f’ (Q) исходят из значений мощности на колесе, исключая механические потери в подшипниках и передаче. Мощность на колесе складывается из полезной, передаваемой жидкости (Nпол.), мощности, соответствующей гидравлическим потерям внутри нагнетателя
(Nпот.), мощности, соответствующей объемным потерям (перетекание жидкости через зазор – Nзаз.), и паразитной мощности No
Кривые =f (L).
Коэффициент полезного действия нагнетателя вычисляют по формуле
Q P
=------------
N
откуда следует, что = 0 при Q = 0 или при Р = 0
Таким образом, кривая =f (Q), имеет начальную точку в начале координат. Коэффициентом полезного действия характеризуется экономичность нагнетателей. В настоящее время есть опытные центробежные нагнетатели с = 0,9. Серийные нагнетатели простой и компактной конструкции имеют = 0,6 – 0,7.
Производительность нагнетателя, соответствующая максимальному к.п.д. называется оптимальной и соответствующий режим работы нагнетателя оптимальным.
Подбор нагнетателей имеет целью – обеспечить их работу в оптимальном режиме. Применять нагнетатели в режимах работы = 0,9max не рекомендуется.
В тех случаях, когда динамическое давление нагнетателя теряется (например, при работе его на выхлоп), степень экономичности нагнетателя может характеризоваться не полным, а статическим к.п.д.
Q Pст
=------------
N
Для построения кривой =f (Q) на диаграмму наносят полученные в результате испытаний зависимости Р = f’ (Q) и N = f’ (Q) и для произвольно выбираемых Q берут из графиков N и P и подсчитывают .
По этим точкам и стоят кривую. Подсчитанные значения не учитывают механических потерь в подшипниках и передаче, т.к. эти потери не учтены в N. Таким образом, к.п.д. относится к мощности на колесе.
Л Е К Ц И Я № 3.
Подобие нагнеталей.
План лекции:
3.1 Подобие нагнетателей.
3.2 Пересчеты характеристик при изменении частоты вращения и диаметре рабочего колеса, плотности жидкости.
3.2.1 Коэффициент быстроходности насосов или удельная частота вращения.
3.2.2 Универсальные характеристики.
В общем случае объекты считаются подобными, если процессы, протекающие в них, описываются одинаковыми системами уравнений и если для них характерно подобие условий однозначности, а также равенство критериев подобия.
Процессы в двух любых однотипных лопастных машинах, конечно, имеют одинаковую природу и, естественно, описываются одинаковыми системами уравнений. Однако, существенное различие между идеальными расчетными схемами и реальным рабочим процессом лопастных машин, потребовало разработки основ их экспериментального изучения на моделях и последующего обобщения результатов испытаний. Базой экспериментального метода изучения является классическая теория подобия физических явлений, которая применительно к лопастным машинам формулируется: разномасштабные геометрии подобные машины имеют сходные режимы, при которых выполняется кинематическое подобие в проточной части, а при определенных условиях – и динамическое подобие рабочих процессов.
Геометрическое подобие означает идентичность соотношений между всеми геометрическими размерами машин, составляющих серию (тип) подобных:
G2
-------= i dem = 2 1 = const 2 = const
D2
b1 D1
1=----= i dem, КD = ------= i dem (6).
D2 D2
Машины геометрически подобны при следующих условиях6
- постоянным отношением входного диаметра колеса к внешнему диаметру;
- постоянным отношением ширины лопасти на входе к внешнему диаметру;
- одинаковых углах установки лопастей на входе в колесо; и выходе из колеса;
- одинаковой форме лопастей рабочих колес;
- одинаковой форме лопаток направляющего и спрямляющего аппаратов;
- одинаковой форме спиральных кожухов и соотношения их размеров.
При кинетическом подобии должно соблюдаться постоянство соотношений между скоростями потока в соответствующих сечениях рассматриваемых машин:
c u2 w2 v2
= --------- i dem, -------- i dem ------= i dem
u2 u2 u2
Динамическое подобие рабочих процессов означает идентичность соотношения между массовыми (центробежными) силами и силами вязкости. Критерием подобия при действии указанных сил является постоянство параметра Рейнольдса