Лекция 3 потери давления в нагнетателях. Подобие лопастных нагнетателей

Действительное давление (напор), создаваемое на­гнетателем, оказывается меньше теоретического, определенного с учетом конечного числа лопаток. Это мож­но объяснить тем, что внутри самого нагнетателя име­ются потери давления (напора), связанные с условиями входа потока в рабочее колесо, потерями в самом ло­пастном колесе и, наконец, потерями за рабочим коле­сом. С учетом этих потерь, которые можно назвать внутренними – Δр_вн, действительное полное давление нагнетателя равно:

Коэффициент, учитывающий потери внутри нагнета­теля, называется гидравлическим КПД – η_г

3.1. Потери перед рабочим колесом

Потери перед рабочим колесом – это потери входа. Входной патрубок (входной коллектор) служит для под­вода поступающей в нагнетатель жидкости к рабоче­му колесу. Входные патрубки имеют осесимметричную форму и характеризуются тремя геометрическими пара­метрами: длиной L_K и диаметрами входного отверстия d_k и минимального сечения d₀. Диаметр d₀ называется диаметром входа в нагнетатель. Различные конфигу­рации входных коллекторов вентиляторов показаны на рис. 3.1. Оптимальную их форму устанавливают обыч­но экспериментально. Потери входа зависят от формы всасывающего отверстия и могут быть учтены соответ­ствующими коэффициентами сопротивления. Для умень­шения потерь, кроме хорошо обтекаемой формы входа, необходимо иметь минимально возможные скорости вхо­да, для чего площадь входа должна быть наибольшей.

Рисунок 3.1 – Конфигурация входных патрубков (коллекторов): а – цилиндрический; б – конический; в – тороидальный; г, е – комбинированные

Точно оценить потери давления во входном патрубке, особенно с учетом взаимного влияния течений в колесе и патрубке, очень трудно. Для ориентировочной оценки потерь давления можно пользоваться имеющимися в литературе многочисленными материалами по входным участкам каналов и труб.

3.2. Потери в рабочем колесе

Суммарные потери давле­ния в рабочем колесе складываются из потерь на трение жидкости (газа) о диски колеса и в межлопастных ка­налах, потерь на удар при входе и потерь, связанных со срывами потока на рабочем колесе.

Потери на трение при вращении дисков рабочего ко­леса зависят от третьей степени окружной скорости и квадрата диаметра рабочего колеса. Величина этих потерь сравнительно невелика и составляет 2 – 4 % всех потерь мощности.

Потери на трение в межлопастных каналах в резуль­тате действия центробежных сил более значительны. Однако предварительный расчет их невозможен из-за отсутствия точных данных о распределении скорости потока в межлопастных каналах.

Теоретически возможен такой рабочий режим, при котором вход потока в рабочее колесо будет безудар­ным. Это произойдет в том случае, когда направление относительной скорости входа совпадет с углом вхо­да на лопатки. В действительности же всегда быва­ют отклонения, которые имеются не только между ло­патками, но даже у самих лопаток. Причина этого в том, что абсолютная скорость входа с₁ по ширине ло­патки непостоянна и поэтому радиальная составляю­щая абсолютной скорости с₁ также непостоянна ни в продольном, ни в поперечном сечениях. Если абсолютная скорость с₁ изменится до величины с'₁ то возникнет разность векторов между от­носительными скоростями – так называемая ударная составляющая Δw = ED.

Потери давления при внезапном изменении направ­ления потока удается уменьшить только для лопаток, загнутых назад, а также при очень большом числе лопаток и соответственно увеличенных потерях на трение для радиально оканчивающихся ло­паток. Для лопаток, загнутых вперед, срывы в относи­тельном потоке неизбежны и являются причиной значи­тельных потерь.