Межлопаточный канал - колесо
Cтраница 2
 |
Осевой направляющий аппарат ОНА. [16] |
Изменять режим работы вентилятора можно различными способами: дросселированием его проточной части в результате вдвижения входного патрубка или переднего диска внутрь колеса или уменьшения ширины спирального корпуса; изменением диаметра рабочего колеса и угла [ Ь выхода лопаток при помощи поворота лопаток или их выходных участков, изменением частоты вращения рабочего колеса при помощи двух - и трехскоростных электродвигателей, электродвигателей с плавно регулируемой частотой вращения, гидромуфт и других устройств; отключением части межлопаточных каналов колеса перекрытием их входного или выходного сечений, а также закручиванием потока перед рабочим колесом при помощи направляющих аппаратов ( НА) различных типов. [17]
В колесах р ад иа ль но-осевого типа при входе поток имеет радиальное направление, а при выходе - осевое. Поворот потока происходит в межлопаточных каналах колеса. Выходные части лопаток колеса образуют выходной вращающийся направляющий аппарат. Они специально профилируются так, что выходные лопаточные углы рал изменяются вдоль радиуса для обеспечения осевого направления потока по всему сечению на выходе из рабочего колеса в абсолютном движении. Радиально-осевые рабочие колеса, как правило, выполняют полуоткрытыми. [18]
 |
Эпюры относительных скоростей и потоки на выходе из насоса. [19] |
Полупроводниковыми датчиками были измерены также относительные скорости ш потока на выходе из насоса. Датчики были установлены в межлопаточных каналах колеса ( см. рис. 62, в) под углом 20 - 30 к лопаткам в сторону, обратную направлению вращения насоса. [20]
Колеса радиального типа выполняют так, что поток газа при входе и выходе движется в радиальном направлении. Поворот потока из радиального направления в осевое осуществляется после выхода из межлопаточных каналов колеса в радиально-осевом кольцевом канале, не имеющем лопаток. Рабочие колеса радиального типа выполняют обычно закрытыми с покрывающими дисками, в нижней части которых устанавливают лабиринтное уплотнение. [21]
Вычисление потерь давления производится, как это принято в теории турбомашин, по отдельным составляющим. При этом учитываются потери при повороте потока в колесе из осевого направления в радиальное, потери в межлопаточных каналах колеса и в спиральном корпусе, потери на удар при выходе из потока колеса в корпус и из выходного течения корпуса. Значения коэффициентов всех этих составляющих потерь определяются экспериментально. [22]
 |
График зависимости d [ IMAGE ] График зависимости d. [23] |
При небольшом газосодержании во всасываемой жидкости ( / Звх 0 02) структура потока в межлопаточных каналах центробежного колеса носит пузырьковый характер. При входе в межлопаточные каналы из-за сильных турбулентных пульсаций в потоке и возрастания относительной скорости движения жидкости и газа происходит интенсивное дробление газовых пузырьков, причем их диаметр в межлопаточных каналах колеса практически не зависит от начального диаметра пузырьков во всасывающем трубопроводе и определяется в основном геометрическими и режимными параметрами центробежного насоса. [24]
На режимах, отличных от оптимального, усиливается влияние вихреобразования. При больших расходах наличие интенсивных вихрей в отводах и колесе приводит к тому, что давление в вихревых областях понижается, способствуя возникновению кавитационных процессов. При малых расходах наблюдается неоднородная работа межлопаточных каналов колеса, что также приводит к усилению вибрации. В областях подач, близких к нулевым, сильно возрастает низкочастотная вибрация, которая крайне опасна. [25]
При вращении ротора заполняющая его жидкость под действием центробежных сил начинает двигаться от центра к периферии колеса. Так как статор не вращается, давление в каждой точке межлопаточного канала статора в основном определяется потерями напора, связанными с протеканием жидкости. Увлекаясь во вращение насосным ротором, жидкость совершает движение вдоль межлопаточных каналов колес гидротормоза; одновременно она вращается относительно оси гидротормоза. При этом наибольшее давление наблюдается в месте схода жидкости с колеса насоса. [26]
Вентиляторы Ц8 - 18 ( ВВД) № 8, 9, 11 в тенечие многих лет выпускаются серийно производственным объединением Туласантехника. Максимальный КПД этих вентиляторов t max 0 7, что близко к максимально возможным значениям rjmax для таких схем. У этих вентиляторов из-за узкой проточной части колеса и корпуса и длинных межлопаточных каналов колеса велики потери давления, а также значительны потери мощности, затрачиваемой на перетекание воздуха через зазор. [27]
 |
Аэродинамическая схема диаметрального вентилятора. [28] |
Большой интерес представляют разработанные в шестидесятых годах А. Г. Бычковым и А. Г. Коровкиным ( 1962, 1965), аэродинамические схемы диаметральных вентиляторов с многолопаточными и упрощенными направляющими аппаратами. Это приводит к значительному увеличению коэффициентов давления таких вентиляторов по сравнению с центробежными. Увеличение ширины рабочего колеса позволяет также значительно увеличивать производительность вентиляторов. Однако благодаря ярко выраженному неустановившемуся относительному течению в межлопаточных каналах колеса и наличию стабилизированного вихря, занимающего значительную область, в проточной части вентилятора возникают большие гидравлические потери, которые обусловливают невысокие значения кпд ( 1Лтах - 0.6) - Несмотря на это, диаметральные вентиляторы находят все более широкое применение в различных отраслях промышленности. Теоретическое исследование течения в проточной части диаметральных вентиляторов представляет большие трудности. [29]
Страницы: 1 2