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

Если коэффициент напора насоса \н принять равным 0,7-1,7

пг- /л г. 0,065 0,5

и Цгидр = 0,85 -f- 0,9, то получим Zmm =-- и Zmax =Меж-

opt opt

ду этими значениями и находятся приведенные выше значения числа ступеней в зависимости от передаточного отношения. Нужно иметь в виду, что величины А и К уменьшаются с увеличением

Определение расчетных значений Q и Н (совпадение с заданным вначале), а также установление суммы потерь напоров производится по уравнению

Яl-f Я,-f 2Я„ = 0,

где Я1 и Яг - напоры насоса и турбины, а 2Я„ - суммарная потеря напоров в круге циркуляции.

Размеры и другие параметры круга циркуляции намечаются предварительно исходя из размеров близких прототипов проточ-

ной части - по коэффициенту момента X =- и коэффици-

енту мощности А = ---, а также с учетом сказанного в § I-3.

Лопасти профилируют при помощи треугольников скоростей. Анализ совместной работы колес проводится при помощи рас-ходно-напорных характеристик колес и кривых, характеризующих изменение потерь напора с изменением расхода. При этом обычно предполагается, что расход везде одинаков. Все эти вопросы описаны в литературе [32], [47].

Точность ЭТИХ операций зависит от точности определения потерь энергии в рабочих колесах и определения отклоняющей способности лопаток рабочих колес.

Наиболее сложной является первая задача.

Задача расчета значительно упрощается, если можно использовать геометрически подобный прототип передачи. При этом расчет проточной части сводится к определению размеров круга циркуляции и его элементов по формулам коэффициентов мощности А или момента X, а углы лопаток и их профилировку выбирают одинаковыми для модели и проектируемой передачи.

§ i. СПОСОБЫ РАСЧЕТА ПОТЕРЬ ЭНЕРГИИ В ГИДРОТРАНСФОРМАТОРЕ

Сложность расчета гидравлического к. п. д. гидротрансформатора объясняется спецификой процессов, происходящих в его проточной части. Применяемые методы расчета гидротрансформатора основаны на использовании опытных коэффициентов,



найденных экспериментально и оценивающих лопаточную систему трансформатора в целом или на использовании геометрического и кинематического подобия.

Одна из первых методик расчета потерь, предложенная А. П. Кудрявцевым [33], основана на введении понятия общего коэффициента сопротивления лопастной системы, представляющего собой отнощение потерь напора Aft к среднему скоростно-

му напору Потери напора по А. П. Кудрявцеву состоят из

L

потерь на трение Aftmp =/Up-.- и потерь на удар, при-

чем, если для определения потерь на трение А. П. Кудрявцев считает возможным, правда в первом приближении, пользоваться коэффициентами сопротивления, найденными для изогнутых труб различных поперечных сечений, без введения каких-либо поправок, то для расчета ударных потерь А. П. Кудрявцев пред-

лагает в формулу Карно и Борда Айуэ = -) вводить попра-

V 2g /

вочные коэффициенты, найденные по действительной характеристике выполненной передачи. По методике А. П. Кудрявцева расчет преобразователя состоит из двух этапов: первого, приближенного, с использованием теоретических коэффициентов потерь и второго, уточненного, с введением поправок, найденных при анализе результатов испытаний передачи.

А. Я. Кочкарев [28] делит потери в проточной части гидротрансформатора на несколько видов:

потери от трения частиц друг о друга и о стенки проточной части; от поворота потока; диффузорности; внезапного сужения и расширения каналов;

потери, связанные с углом атаки; от срыва индуктивных вихрей и образования кольцевых вихрей.

Учитывая особенности гидропередачи (длину каналов, образованных лопастными системами проточной части, сложность процессов внутри проточной части, влияние рабочих элементов и самих потерь друг на друга), А. Я- Кочкарев рассматривает потери, которые можно выявить в результате опытов и для которых можно получить соответствующие коэффициенты потерь.

Для этого потери условно делятся на:

потери, зависящие от расхода и пропорциональные квадрату расхода Ai;

потери, зависящие от угла атаки и определяемые квадратом разности окружных составляющих абсолютной скорости до лопатки и, и на лопатке , т. е. Av ;

потери от диффузорности в каналах рабочих колес.



к первой группе относятся потери на трение, поворот, внезапное сужение и расширение:

Обобщая накопленный экспериментальный материал по исследованию гидротрансформаторов, А. Я. Кочкарев рекомендует коэффициент сопротивления в этой формуле принимать л =-= 0,06-=-0,085.

Потери второй группы определяются по формуле

Коэффициент ударных потерь рекомендуется брать для гидропередач с центробежной турбиной фуэ=1, с центростремительной турбиной фуэ = 0,3 0,5 в зависимости от угла атаки.

Потери третьей группы Ahz можно определить по формуле

где FijH а,-площади на входе и выходе из канала, определенные в сечениях, перпендикулярных к вектору относительной скорости.

<!оэффициент диффузорных потерь принимают таким же, как для труб (по данным Н. С. Идельчика), а коэффициент неравномерности потока изменяется в пределах = 1 -н 2, зависит от угла расширения диффузора и отношения максимальной скорости к средней скорости потока.

Предлагая описанный выше метод, А. Я. Кочкарев указывает в то же время на приближенность получаемых значений, поскольку коэффициенты потерь получены из анализа конкретных проточных частей с определенными геометрическими и кинематическими соотношениями. Возможность их использования в других случаях требует специальных исследований.

Предлагаемая Д. Я- Алексапольским методика расчета потерь сводится к их разделению на потери трения и потери от местных сопротивлений.

Д. Я. Алексапольский [1] указывает, что формула Ah = L

= %----, учитывающая суммарные потери на трение и в ме-

стных сопротивлениях - поворот, внезапное сужение и расширение, пригодна лишь для ограниченного числа гидротрансформаторов. При этом величину X он рекомендует принимать равной 0,06-0.085, т. е. в 3-3,5 раза большей, чем она обычно получается по графику для труб с естественной шероховатостью.



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