Анализ существующих рекомендаций по выбору втулочного отношения на выходе из рабочего колеса лопастной системы типа РВ и возможность их использования для лопастной системы типа НР

Анализ существующих рекомендаций по выбору втулочного отношения на выходе из рабочего колеса лопастной системы типа РВ и возможность их использования для лопастной системы типа НР

Н.А. Федотова, асп.

СумГУ

Втулочное отношение на выходе из рабочего колеса осевого насоса - одно из ряда основных условий, которые определяют его энергетические качества. В работе [1] указано на существенное влияние величины угла диагональности, который задается втулочным отношением на входе и выходе из рабочего колеса (рис.1).

В литературе по энергетическим показателям отдано преимущество рабочим колесам диапазона с цилиндрическими периферийными и коническими втулочными разрезами по сравнению с чисто осевыми рабочими колесами [2]. Об этом же свидетельствуют и рабочие колеса серии ОП [3] малой быстроходности, у которых конические втулки и высокие энергетические качества. Из опыта насосостроения следует, что выбор оптимальной величины связан с необходимостью определения формы втулочного профиля, чтобы получать высокие значения КПД рабочего колеса.

К. Пфлейдерером в работе [4] выполнено теоретическое обоснование величины втулочного отношения на выходе из рабочего колеса осевого насоса. Автор предложил ограничить минимально допустимый размер втулки условием, что угол между направлением относительной скорости и осью втулочной решетки профилей должен быть равный 90 (). Он также получил формулу для расчета минимального размера втулки при условии, что рабочее колесо проектируется по струйной теории с использованием известной схемы бесконечного числа бесконечно тонких лопастей.

Но лопастные системы типа НР проектируются при условии наличия перед рабочим колесом отрицательного момента скорости, который создается направляющим аппаратом. Следовательно, в проектировании рабочего колеса по вышеуказанной теории, которая является общепринятой на данный момент в насосостроении, будет заложено несоответствие расчетных данных экспериментальным.

В работе [5] показано, что формула К. Пфлейдерера может быть представлена к виду, удобному для использования в рабочих колесах, которые проектируются согласно методам гидродинамической теории решеток. В соответствии с [5] формула для вычисления минимального допустимого размера втулки имеет вид

, (1)

где - гидравлический КПД насоса;- коэффициент напора.

Коэффициент напора определяем по формуле

, (2)

где Н - напор, м; n - частота вращения, об/мин;- внешний диаметр рабочего колеса, мм.

В работе [6] для рабочих колес высокой быстроходности приведена зависимость, которая отображает оптимальная связь между n_s и К_н и имеет вид, который изображен на рис.2.

С учетом указанной зависимости формула (1) определяет однозначную связь между минимально допустимой величиной втулочного отношения рабочего колеса и его коэффициентом быстроходности.

Тем не менее практика насосостроения показывает, что при принятом К. Пфлейдерером условии () энергетические показатели рабочих

колес низкие. Вдобавок, для рабочего колеса высокой быстроходности, рассчитанного в соответствии со схемой проточной части типа НР на осевой выход потока (угол), условие К. Пфлейдерера не приемлемо [7]. Как следует из треугольников скоростей, изображенных на рис. 3, угол принципиально не может приблизиться до 90.

В работе [6] проведены обобщения данных по существующим осевым рабочим колесам высокой быстроходности и установлено, что для втулочных решеток выполняется условие и полученная зависимость (рис.4) оптимального втулочного отношения от коэффициента быстроходности. Аналитическое выражение этой зависимости приведем в удобный вид для пользователя:

(3)

Эта рекомендация дает более высокое значение, чем формула (1), и она есть достаточно апробированной рекомендацией для рабочих колес типа РВ (отсутствие перед рабочим колесом момента скорости потока).

Улучшение энергетических показателей рабочего колеса при выборе по зависимости (3) по сравнению с выбором по формуле (1), связано с уменьшением, а соответственно и угла установки лопасти на выходе [1].

В этой же работе получена зависимость:

. (4 )

Численные значения угла, полученные по формуле (4) при выборе оптимальных значений Kн и в зависимости от n_s и принятых значений и , приведены в работе [1]. В работе сделан однозначный вывод о том, что рабочие колеса с должны быть спроектированы с диагональной втулкой. Введение диагональности на втулке позволяет увеличить напор втулочной решетки до необходимой величины без увеличения угла, а это положительно сказывается на энергетических показателях рабочего колеса.

В рабочем колесе лопастной системы типа РВ втулочное отношение на выходе существенно влияет на эпюре распределения относительных скоростей вдоль профиля решетки. При введении диагональности происходит уменьшение диффузорности течения на всасывающей стороне профиля, который в конечном результате уменьшает размеры отрывной зоны на профиле [1].

Проведенный анализ литературных данных показывает, что от правильного выбора втулочного отношения на выходе из рабочего колеса в большой мере зависят его энергетические показатели. Это положение сохраняет свою актуальность и для проточных частей с лопастными системами типа НР, тем не менее существующие конкретные рекомендации по выбору для проточных частей с лопастными системами типа РВ непосредственно не могут быть использованы в силу следующих обстоятельств [7]:

- в лопастных системах типа НР, как показывает опыт их проектирования, оптимальное значение угла установки лопасти на втулке рабочего колеса существенно отличается от принятого для лопастной системы типа РВ в сторону уменьшения ;

- дополнительным фактором, который влияет на энергетические и вибрационные показатели рабочего колеса, выступает исходный обтекатель, который вращается вместе с ним ;

- отрицательный момент скорости потока перед рабочим колесом, которое создается входным направляющим аппаратом, приводит не только к увеличению относительных скоростей, но и изменяет эпюру их распределения вдоль лопасти, и для сохранения его оптимальной формы (такой, как в типичных лопастных системах РВ) необходимо соответствующее изменение величины диагональности втулки рабочего колеса.

Summary

The article analyses present recommendations for choosing bush relation in the “RV” type impeller system and its availability in the “NR” type impeller system.

Список литературы

1. Евтушенко А.А. Исследования и разработка методики проектирования диагональных рабочих колес повышенной быстроходности: Автореф. дис… канд. техн. наук. -Л.: ЛПИ. 1980. - 22с.

2. Воронов В.Ф., Арцыков А.П. Судовые гидравлические машины. - Л.: Судостроение, 1976. - 304с.

3. Азарх Д.Н., Попова Н.В. Осевые насосы: Каталог-справочник. Г, 1961. - 36с.

4. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкости и газов. - М.: Машгиз, 1960. - 683 с.

5. Кузина А.И. Разработка методики проектирования лопастных систем осевых насосов высокой быстроходности: Автореф. дис... канд. техн. наук. -Л.:ЛПИ, 1975. - 22с.

6. Папир А.Н. Методика проектирования лопастных систем осевых насосов/ Лопастные насосы / Под. ред. Л.П. Грянко и А.Н. Папира - Л.: Машиностроение, 1975. - С. 70 - 77.

7. Гусак О.Г. Удосконалення протічних частин занурених моноблочних насосних агрегатів високої швидкохідності : Автореф. дис. канд. техн. наук.- Суми, 1997. - 24с.