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

Отсюда найдем значение безразмерного коэффициента h (относительный размах решетки):

2 Сгп

1 -б„

1 + Ан

Sin у.

Сначала по приведенным выше формулам вычисляют коэффициент потерь в насосе а затем определяют относительные потери напора в насосе:

Дг,„ = Е„(--) .

V 6„iA„i sin р„1 J

Для турбинных профилей, применяемых в колесах турбин и реакторов, значения коэффициента профильных потерь в зависимости от углов решетки Ри; p2j принимают по табл. 6, составленной по данным атласов ЦКТИ, ЦИАМ и МЭИ.

Таблица 6

Ориентировочные значения пр в зависимости от углов решетки (по данным ЦКТИ] при Re>3,5 IQS

Угол входа

Угол выхода 3°

до 17

17-20

20-24

24-30

30-35

>35

18-20 Св. 20-25 Св. 25-30 Св. 30-45 Св. 45-60 Св. 60-120

0,07

0,055

0,05

0,045

0,045

0,03

0,065

0,05

0,045

0,04

0,035

0,025

0,045

0,04

0,035

0,030

0,025

0,035 0,035 0,030 0,025

0,035

0,03

0,025

0,025 0,02

Поправки на радиальную протяженность решетки и на ее вращение обычно малы, при расчете профильных потерь их не учитывают.

Для определения коэффициента концевых потерь 1кокч воспользуемся графиком (по атласу МЭИ), согласно которому для осевой решетки

конц = Фпр>

эта формула аналогична известной формуле Г. Ю. Степанова:

? = 2Е -



По опытам МЭИ при определении коэффициента концевых потерь следует учитывать поправку на радиальную протяженность решетки [ 1 + -] \ с учетом которой можно написать

конц

Коэффициент к является функцией угла изгиба решетки. Его значения (определенные по атласу МЭИ) в функции др = = 180- (р1 + Рг) приведены ниже.

Др . . . До 80° Свыше Свыше Свыше Свыше Свыше Свыше

80-100° 100-110° 110-120° 120-130° 130-140° 140° К ... 0,625 0,689 0,78 0,84 0.914 1,03 1.25

Относительный размах решетки й является функцией угла установки у. Для вычисления оптимального угла используем формулу, полученную при обработке результатов продувок плоских пакетов профилей:

Y = 85,95 - 1,277 (р - р) + 0,0084 (р - р).

Для осевых решеток (при 6ji = 6,2) можно принять (из опыта проектирования проточных частей гидротрансформатора), что относительный размах равен удвоенной осевой протяженности решетки:

Л = 2 sin у.

Для центробежных и центростремительных решеток (6ji =7 632) их относительная радиальная протяженность равна f>ji + 6/2 Q учетом этого после несложных преобразований получим

в приведенной формуле Л,-2 = , а величина относитель-

ного размаха h = где Ij - длина хорды.

Приведенные соотношения позволяют определить гидравлические потери напора в решетках насоса, турбины и реактора гидротрансформатора, а также гидравлический к. п. д. насоса:

трн теор

турбин И реакторов



а также общий гидравлический к. п. д.:

Потери напора на трение жидкости по гидравлическому тракту в зазорах между рабочими колесами не учитываются ввиду их малой величины.

Потери на дисковое трение для трущихся поверхностей гидротрансформатора могут быть выражены через потери напора следующим образом:

Ак = 7ЪК~-,

где коэффициент /С = 0,4-10" для одностороннего трения при числах Re =

в насосном колесе гидротрансформатора имеется две поверхности трения: диск на стороне чаши с наружным диаметром Dni (величиной внутреннего диаметра пренебрегаем) и диск со стороны тора с наружным диаметром 02 и внутренним Ds = Dh\ + + hn\.

Величина относительных потерь на дисковое трение:

Аг[ = 0,75- 10-(1-/,)*-

эта формула выведена с учетом того, что в гидротрансформаторе доля момента дискового трения, равная гт-Мэ, передается на ведомый вал и, следовательно, является полезной, а величина (1 - 1т)Ма является моментом сопротивления для насоса.

Максимальный диаметр поверхностей трения турбин определяется размерами решетки, наиболее удаленной от оси вращения. В случае, если эта решетка имеет осевой поток (т. е. 6i = = 62), максимальный относительный диаметр турбины составит

бттах = 6i(2)m -f h\ " -

Эттах = Ol(2)m-Г "1(2)-рг

где индекс т соответствует решетке с максимальным диаметром.

Если же эта решетка радиальная, то для определения бттах достаточно выбрать наибольшую величину 6t2j из заданных в расчете. В общем случае система турбин имеет два трущихся диска - левый и правый с двумя трущимися поверхностями каждый. С учетом сказанного формула для определения потерь дискового трения в турбине примет вид

Аг)ат = 3- 10-t?6Lax-

В случае, если рассчитывается гидротрансформатор заднего хода или соосный гидротрансформатор, передаточное отношение



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