Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 [ 11 ] 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162

Вся работа, совершенная лопатками, т. е. соответственно запас энергии давления и кинетической энергии, полученный жидкостью при протекании ее по колесу, равна

г? теор оо - cm оочоо - •

Величина Нгеорос, как видно из вышесказанного, не зависит от величины потерь энергии и определяется только достигнутыми жидкостью скоростями.

Таким образом, механическая энергия двигателя, приводящего насос, преобразуется работой лопаток в энергию жидкости. Возрастание кинетической энергии жидкости на колесе насоса связано с увеличением абсолютной скорости частиц жидкости при прохождении по колесу насоса. Статическое давление в потоке жидкости, которая проходит через насос, возрастает, во-первых, за счет увеличения центробежных сил по мере продвижения жидкости с малого радиуса входа г и на больший гг - выхода и вследствие замедления потока в относительном движении по межлопаточному каналу насоса. Все приращение энергии может быть подсчитано как величина, пропорциональная угловой скорости колеса и приращению циркуляции до и после колеса.

Высота треугольников скоростей (см. рис. 9) есть меридиональная или расходная составляющая Ст абсолютной скорости.

ТТ <? О

На входе Стп =-, а на выходе из насоса Cmi2 =-. где

Q - расход (в м/сек) рабочей жидкости; d - диаметр, на котором определяется скорость Ст, а bi-размах лопаток на этом диаметре.

Из тех же треугольников скоростей можно установить зависимости

Cull = «11 - c„,iitgPii;

ul2 = "12 ml2 Pl2-

Если подставить это выражение в формулу для напора насоса, то получим

теор 00

Можно считать, что величина угла выхода мало изменяется с изменением расхода. В том случае, если на входе в насос расположен направляющий аппарат, то угол Ри есть величина постоянная, поэтому уравнение для Нгеор есть уравнение прямой

теор 00 = Ап\ - BnQ,

где А п В - коэффициенты, постоянные для данного насоса. 38



Эта прямая отсекает на оси ординат отрезок Н=Ап\, а на

оси абсцисс Q =-- .

в зависимости от соотношения коэффициентов А а В теоретическая кривая насоса H = f{Q) может иметь различный угол наклона к осям координат.

Если считать углы входа в насос заданными, то легко установить, что по мере увеличения угла Pia коэффициент В начнет убывать, а теоретический напор, развиваемый насосом, будет расти, и наоборот - по мере уменьшения угла Pi,2 величина коэффициента В будет возрастать, а величина теоретического напора насоса - уменьшаться.

Таким образом, уменьшение угла выхода из насоса уменьшает его напор, увеличивает быстроходность и, как было показано ранее, увеличивает реактивность колеса.

Величина удельной быстроходности насоса сказывается на преобразующих свойствах передачи.

На рис. 16 изображены кривые изменения важнейших характеристик одноступенчатого гидротрансформатора с разным удельным числом оборотов насоса, т. е. с разной реактивностью:

коэффициента загрузки двигателя П= --( ) , где индекс

Miopt \ «10 /

opt относится к расчетному, а О - к стоповому режиму, к. п. д. TJ и коэффициента трансформации k. Каждый из графиков построен для гидротрансформаторов с передаточными отношениями 0,4; 0,6; 0,8 (рис. 16, а, б, в).

Из этих графиков следует, что для данной схемы существует оптимальная по экономичности реактивность насоса.

Правильно выбранная реактивность насоса для данной схемы обеспечивает наивысшее значение ко для topt, изменяющегося в широких пределах.

Величина реактивности насоса передачи влияет на ее экономичность и степень прозрачности. Важно отметить, что эта же закономерность повторяется для одноступенчатых гидротрансформаторов разных схем, рассчитанных на topt = 0,65. Правда, в зависимости от схемы у них оказываются различные значения

Г\тах; ко Я и (см. рис. 16, 2, д, в).

Работами С. С. Руднева было установлено, что для любого лопастного колеса справедлива формула, связывающая изменение циркуляции колесом с его геометрией:

= feFi + (1 - fe) ioQ + 2л (1 - fe) со;?,

где Fi и Га - циркуляции перед и за рабочим колесом, осреднен-ные по моменту количества движения; Q - объемный расход жидкости; (О - угловая скорость колеса; fe, to, Ra - геометрические параметры решетки.



Ю. в. Прокофьев предложил использовать эту зависимость для вычисления размеров проточной части передачи, обеспечивающих заданные преобразующие свойства.

После преобразования уравнение С. С. Руднева, записанное для плоской решетки, можно записать и для пространственной,


/1,,

Л-0,8

о 20 40 60 80 а)

О 20 fO 60 80 п;

Чтах 80

. 40

о 20 40 60 во ni г)

S. i

о го 40 60 eons l.("wpt) s)


О 20 40 60 eons S)

О 20 4 0 60 eons

Рис. 16. Характеристики одноступенчатых гидротрансформаторов с различной реактивностью насоса:

а = 1(п- б - Лшах-К- " (п): г - fe„ = hi.ns); д - Лтах=

НО при ЭТОМ необходимо произвести осреднение величин, входящих в уравнение.

После соответствующих преобразований Ю. В. Прокофьевым получено

Г12 = [h + К {h-h)]Q + (I - 1) 2nRli204; Г22 = [h + h ih - t2)] Q + {\ - K) 2пЯ122Щ + к2пя1пщ; Гзг = [% + ik - is)] Q + kg- 2я/?а22С02;

«12 = h + h ih - h); «22 = t2 + -2 (tl - ц);



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 [ 11 ] 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162