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

Приведенные формулы справедливы для аэродинамически гладкой поверхности лопаток лри расчете пограничного слоя на

профиле с постоянной относительной шероховатостью кш= . Полученную выше формулу можно привести к виду

WcnuH y-- j fw.oa N2.25

J. 0И3326 то,2 / s \o.i

причем Irpm не зависит от вязкости жидкости (числа Re). В связи с этим учет влияния шероховатости по этим формулам ведется при Re>ReKp, которое определяется равенством 1трш = 1тр-

Для профилей, имеющих Pi ~ 90°, особенно неблагоприятным является режим с малыми углами входа (р < 45°), когда на входном участке спинки появляется заметный диффузорный участок, а для профилей с pi > 120° более неблагоприятными оказываются режимы с большими углами входа (pi>140°).

При отклонении угла входа от расчетного изменяются эпюры распределения давлений по профилю, появляются диффузорные участки, на протяжении которых интенсивно растет толщина пограничного слоя, а в некоторых случаях возникает отрыв потока.

Для приближенного определения потерь при нерасчетных углах можно воспользоваться формулой [49

По опытным данным А = (0,4-0,6) В, что позволяет найти значения Л и В из предыдущего уравнения, зная Inp «а расчетном

режиме. Член с --" учитывает потери отрыва. При стати-W2 sinAPi

стической обработке характеристик ряда турбинных решеток было получено С = 0,265.

Коэффициент концевых потерь зависит от геометрических и режимных параметров: относительного размаха лопатки, угла поворота в решетке, конфузорности канала, шага, угла входа Рь числа Re, неравномерности потока на входе, турбулентности и т. д.

Для приближенной оценки концевых потерь в зависимости от угла поворота потока при оптимальных Pi и можно пользоваться обобщенными графиками (см. рис. 21).

Для осевых турбинных решеток можно воспользоваться более простыми формулами Флюгеля:

..«. = 2„,f (при f >3~ь4

5,о«„ = 0,07-4- (при -f <3-



где а - величина горла межлопаточного канала на выходе из решетки.

В приведенных выше формулах принято, что угол pi - действительный угол набегающего потока.

Для расчета коэффициентов шотерь слабоизогнутых решеток с углом установки 10° Рг 45° и углом изгиба профиля 6 до 50° коэффициент профильных потерь может быть найден по формуле [21]

- Ч .7 j cole

где т = у.

Коэффициент профильного сопротивления в зависимости от геометрических параметров можно определить по формуле

= 0,012 + 0,048/ + 0,0023т.

При углах изгиба 9 < 25°

С = 0,014-0,016.

Для решеток с разными площадями поперечного сечения на входе и выходе Шт и Vr могут быть «айдены по формулам

ffim = Y -t- Ш2 + 2Ш1Ш2 COS - V2);

Wx sin Vj -f- ВУ2 sin 2

Wi COS V] + ВУ2 COS V2

где V - угол потока.

Для определения коэффициента концевых потерь SKOMtf для компрессорных профилей при Re > Re„p можно воспользоваться

формулой \попц=- f +/"Л С) )-- , где опытные

V ft /cose„

коэффициенты т„ = 0,018-f-0,022; т« = 0,017-;-0,019 и коэффициенты подъемной силы [48]

2 wi sin Vl - W2 sin V2

Т Wm

Для учета влияния угла атаки на потери в таких решетках необходимо иметь опытные данные (особенно для больших углов атаки).

§ 6. ОСОБЕННОСТИ ТЕЧЕНИЯ В РАДИАЛЬНЫХ КОЛЕСАХ ГИДРОПЕРЕДАЧИ

Возникающее в межлопаточных каналах радиальных турбо-машин относительное циркуляционное движение накладывается на поле скоростей, связанное с движением в неподвижном колесе.

При малых расходах жидкости составляющая скорости циркуляционного относительного движения может оказаться на-



столько большой, что в рабочем канале вблизи -передней его стенки могут возникать обратные движения, с которыми связан отрыв потока.

Рассмотрение циркуляционного движения в радиальном колесе показало, что в центробежной ступени под влиянием относительного вихря увеличиваются скорости на вогнутой стороне профиля и уменьшаются на выпуклой, а в центростремительной ступени относительный вихрь приводит к уменьшению скоростей на вогнутой стороне профиля и к их увеличению на выпуклой. Иначе говоря, в центробежном колесе происходит выравнивание скоростей поперек межлопаточного канала, а в центростремительной - наоборот, поперечный градиент скоростей возрастает. Это приводит, например, к тому, что удельная работа жидкости в центростремительной турбине получается больше, чем в осевой, и тем более, чем в центробежной, при тех же размерах и той же скорости вращения, если при этом сохранить одинаковыми относительные скорости потока. Соответственно получение одной и той же удельной работы сопровождается из-за разной кривизны лопаток в турбине центростремительного типа меньшими потерями, чем в осевой, и тем более, чем в центробежной. Особенности течения жидкости в радиальной ступени (например, турбине) связаны с возникновением сил Кориолиса.

В относительном движении силы Кориолиса не могут совершать работу, так как w{aXw) =0. Однако эти силы способны совершать работу в переносном движении, если и((о X w) Ф О, что имеет место в радиальной машине.

При движении жидкости в полости, перпендикулярной к оси вращения, ca-Lw, а кориолисово ускорение /к = 2{(» X w) = 2(ош. При движении к центру сила Рк, действующая со стороны элемента жидкости на лопатку, направлена в сторону вращения колеса. При движениии от центра сила Рк, действующая на лопатку, направлена в сторону, обратную вращению колеса, т. е. в центростремительном колесе на лопатках возникает движущая сила, а в центробежном на лопатках возникают силы сопротивления движению.

В центростремительной ступени мощность, обусловленная ко-риолисовыми силами, передается от жидкости колесу, а в центробежной, наоборот, рабочее колесо передает энергию жидкости.

Кориолисово ускорение можно рассматривать состоящим из двух слагаемых, каждое из которых равно ы X w, первое из них возникает под влиянием переносного ускорения во время перемещения жидкости вдоль радиуса вращающегося колеса, а второе появляется как следствие поворота вокруг оси массы жидкости, заключенной в колесе.

При движении потока по цилиндрическим поверхностям и равномерном вращении {п = const) кориолисово ускорение тем боль-



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