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

9. При расчете характеристики преобразователя ц = f{i) делается несколько приближений. В первом приближении при переходе к новому передаточному отношению i принимают, что расход в круге циркуляции не меняется, т. е. Qip = Q. Для этого случая рассчитывают кинематику потока и определяют коэффициенты потерь по атласу или по графику. Рассчитывают потери, составляют баланс энергии, уточняют значение расхода в круге циркуляции {Q] ф Qi) и делают, если это необходимо, новое приближение.

При помощи изложенной выше последовательности были рассчитаны некоторые конструкции гидротрансформаторов.




Рис. 22. Экспериментальные и расчетные характеристики гидротрансформаторов:

а - гидротрансформатор с центробежной турбиной; б - гидротрансформатор конструкции НАМИ с двухступенчатой турбиной; в - комплексный гидротрансформатор ГТК-1 с лопатками постоянной толщины; --экспериментальные кривые; О - расчетные точки

На рис. 22 показаны экспериментальные и расчетные характеристики; там же показаны круги циркуляции рассчитанных гидротрансформаторов.

§ 8. ПОСТРОЕНИЕ ВНУТРЕННИХ ХАРАКТЕРИСТИК ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА

При доводке передачи часто бывает важно установить внутренние ее характеристики. Для построения внутренних характеристик полости необходимо построить в зависимости от расхода кривую сопротивления системы. Сопротивление системы, на которую работает насос, складывается из теоретического напора турбин, потерь в реакторе и потерь в тракте:

сист турб ~Ь ~Ь Ampaшa

Теоретический напор турбины определяется по формуле Нтпгурб = Яйг + А/г + Айр, где Hqt - действительный напор турбинной ступени; 68



Айр - потери в реакторе соответствующей турбинной ступени;

Айг - потери турбины данной ступени. Действительный напор турбины можно определить следующим образом:

по углам выхода потока, выбранным по данным продувок плоских решеток, определяют треугольники скоростей;

по построенным треугольникам скоростей определяют коэффициенты потерь и потери в решетках;

по найденным коэффициентам потерь определяют коэффициенты скоростей ф = 1 - I;

по коэффициентам скоростей строят действительные треугольники скоростей;

по действительным треугольникам скоростей и по уравнению Эйлера определяют действительный напор турбины:

Нет == - ("Aia + «2У„1а)-S

Теоретический напор турбины:

Нг.т = Нг + А/г + A/Zp.

Для построения зависимости расхода действительного напора насосного колеса можно воспользоваться данными аэродинамических испытаний насосного колеса на специальном аэродинамическом стенде.

При аэродинамических испытаниях модельного колеса замеряются момент и числа оборотов ведущего вала, расход воздуха через коллектор, полные и статические давления на входе и выходе из колеса.

По результатам этих испытаний в зависимости от расхода строится (с пересчетом по размерам и числам оборотов) характеристика потребляемой мощности = /i(Q), кривая к. п. д. = = h{Q) и напорная характеристика насоса Н = ]z{Q)-

В первом приближении точку совместной работы находят, предположив, что к. п. д. насоса модели равен к. п. д. насоса в проектируемой передаче.

Зная потребляемую насосом мощность, находят для каждого расхода значение теоретического напора и затем умножают величину Я„ на величину к. п. д. насоса тдао • После этого находят (рис. 23) точку пересечения кривой HнЦa.=o =f{Q) с кривой Нсист = fiQ), которая будет в первом приближении точкой совместной работы системы насос - турбина. Затем делают второе приближение, связанное с различием к. п. д. насоса в передаче и при аэродинамических испытаниях, обусловленное несовпадением углов потока на входе в колесо в условиях аэродинамического эксперимента.



Для дальнейших рассуждений используют треугольники скоростей, построенные по данным аэродинамических испытаний для средней струйки. Напор этой струйки, подсчитанный по треугольникам скоростей, равен интегральному напору колеса. Полагают также, что режимы с одинаковым к. п. д. у натурного и модельного насосов имеют место при равенстве углов а.

Различие углов а означает, что режимы с одинаковыми коэффициентами потерь для натурного и модельного насосов

Нм Нлс.

т т т

0,96

S \

пг fcftf

-Нт6<

s \

ги гГг

НсисгбП-РНу

><

1нб¥1-Р

О,/- 0,45 0,5 0,55a/iYceK

Рис. 23. Совмещение характеристик насоса и турбины при «1 = 2800 об/мин

несколько различны из-за расхода. Зависимость коэффициента потерь от угла входа потока находят по результатам испытаний модельного колеса, разделив величину потерянного напора Ай

на относительную скорость на входе, т. е. = 1.

Для каждого расхода Q, имея зависимость мощности модельного насоса лда =f{Q) и величину мощности насоса пере-

75 N

дачи Nh, находят величину АЯ =--.

Зная величину АЯ, определяют соответствующее ей изменение окружной составляющей скорости жидкости при входе в насос:



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