CC BY
49
Е.Г. Иванов
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И СТРУКТУРА ТЕЧЕНИЙ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ЛОПАСТНОГО ФРЕЗМЕТАТЕЛЯ-ГРУНТОНАСОСА
ш ш ри создании и последующем использовании новой техни-.Л.Л. ки в качестве основных критериев её оценки, наряду с эксплуатационными качествами, (производительность, технологическая многофункциональность и т. д.) в значительной мере учитываются также и энергетические показатели, выражающиеся соотношением между входной и полезной выходной мощностями. Достижение наилучшего соотношения между ними возможно, во-первых, при их достоверной оценке, а также при установлении связи с физической сущностью процессов, протекающих в устройстве.
Так во фрезметателе-грунтонасосе, многофункциональном рабочем органе для очистки хозяйственных водоёмов, содержащем ротор, в виде диска с радиальными лопастями, заключенный с минимальным радиальным зазором в цилиндрический корпус - полый барабан с центральным входным по торцу и тангенциальным выходным отверстиями, при его работе в качестве насоса, жидкость движется, по отношению к традиционным конструкциям центробежных насосов, особым образом.
Характер потоков в рабочем колесе на нулевой подаче определяется влиянием сил трения жидкости в каждом межлопастном объёме о внутренние неподвижные поверхности передней крышки и обечайки корпуса и реализуется в виде диагонального течения с наклонной по отношению к радиальному направлению осью вращения, образуя торовый вихрь.
Часть этого потока при выходе из решетки рабочего колеса во всасывающую полость попадает в последующие межлопастные каналы, то есть снова в решетку, а часть устремляется во всасывающий патрубок или, при отсутствии патрубка, во внешнее пространство образуя интенсивные обратные токи. При этом вследствие обмена массами рабочей среды между решеткой колеса и всасываю-
Рис. 1. Энергетические показатели лопастного насоса с тангенциальным напорным патрубком при Q = 0
щей полостью появляется осевой приток через центральную часть входного отверстия.
При наличии торцевого зазора между лопастями и внутренней поверхностью передней крышки корпуса характер потоков в колесе незначительно меняется, что связано со стеканием жидкости с рабочей стороны лопасти в зазор. Это приводит к тому, что дополнительные вихреобразования вызывают увеличение энергозатрат, а
частичная разгрузка лопасти обуславливает снижение напора колеса.
Увеличение диаметра входных кромок лопастей, то есть уменьшение их длины, а также сокращение числа лопастей приводит к снижению густоты решетки и менее упорядоченному воздействию лопастей на рабочую среду, что также приводит к развитию непроизводительных вихреобразований, увеличению мощности и снижению напора колеса.
Характер потоков в колесе на рабочем режиме определяется конструктивной особенностью рассматриваемого устройства, которая состоит в том, что при отсутствии отливного канала расходный поток через колесо имеет место только на дуге, охватываемой напорным патрубком. На оставшейся дуге структура течений в меж-лопастных каналах должна бы быть аналогичной случаю нулевой подачи.
Однако, вследствие того, что входящий в насос поток по всему сечению входного отверстия по причине локальной разгрузки колеса сориентирован в направлении напорного патрубка, в устройстве наблюдается ряд особых явлений, определяющих общую картину потоков.
Прежде всего представляют интерес процессы, протекающие в самой зоне разгрузки. Для рассматриваемой конструкции специфичным являются более ранние по отношению к другим видам лопастных насосов начало и более интенсивное развитие отрывных явлений, а также нестационарный характер течений в проточной части колеса и напорного патрубка.
Из анализа течений при различных взаимных положениях колеса и языка напорного патрубка следует:
- перед началом разгрузки в межлопастном канале характер течений соответствует случаю нулевой подачи (рис. 2, положение 1);
- в положении межлопастного канала, соответствующему началу разгрузки, в части межлопастного объёма, сопряженной с рабочей стороной лопасти, имеет место пространственное контрвихревое течение, а по тыльной стороне лопасти - расходный поток в напорный патрубок (рис. 2, положение 2);
- в положениях до совмещения лопасти с языком через диффу-зорный межлопастной канал движется расходный поток протекания с зарождением и интенсивным развитием (вследствие также доворота тыльной стороны лопасти от направления
Рис. 2. Структура потоков в области напорного патрубка
основного потока) совокупной отрывной зоны от тыльной стороны лопасти и горловины всасывающего патрубка (рис.2, положение 3);
- после достижения первой лопастью языка, увеличивающаяся в объёме отрывная область на периферийном участке экранируется обечайкой корпуса и становится закрытой. Структура отрывного возвратного течения определяется кон-фигурацией области отрыва, параметрами основного потока, а также экранированием обечайкой корпуса (рис. 2, положение 4);
- интенсивность вихревого возвратного течения возрастает вследствие импульсного действия гидравлического удара в момент смыкания последующей лопасти рассматриваемого межлопастного канала с языком (рис. 2, положение 5);
- в итоге, после прохождения рабочей стороной лопасти дуги напорного патрубка, возвратное течение области отрыва в межлопастном канале образует диагональный вихревой поток, начинающийся на рабочей стороне у ведущего диска, движущийся на периферии в сторону вращения колеса языка со смещением к передней крышке, и выходящий из канала с тыльной стороны предыдущей лопасти у входного отверстия передней крышки корпуса (рис. 2, положение 6).
Проведенный анализ позволяет выяснить причины сравнительно низких значений КПД устройства (^ = 40 %). Во-первых, на оставшейся дуге, охватываемой корпусом, имеет место режим течения рабочей среды, соответствующий случаю нулевой подачи, который сопровождается соответствующими затратами мощности (рис. 1), не производящими полезной работы.
Во-вторых, по мере прохождения напорного патрубка в каждом межлопастном канале режим работы меняется от нулевой подачи до форсированной. Поэтому вследствие высокой неста-ционарности процессов, причем как в колесе, так и в напорном патрубке, сложного характера течений, соответствующего форсированному режиму, сопровождающемуся
высокими затратами мощности и гидравлических потерь, а также вследствие значительной доли кинетической составляющей энергии этих течений, суммарное значение мощности растет, а величина напора, не может превысить значения соответствующего полученному режимному критерию. С2г / и2.
Рис. 3. Баланс мощности лопастных насосов с полуоткрытым рабочим колесом: а - с тангенциальным напорным патрубком; б -со спиральным отливным каналом
Величина потерь, соответствующая рабочему процессу данной конструктивной схемы, может быть оце-нена путем сопоставления балансов мощности насоса, рассматриваемой конструктивной схемы, и насоса с тем же колесом, но с корпусом, имеющим спиральный отливной канал.
Отличие в полезной
мощности сопоставляемых конструктивных схем составляет около 20 %, поскольку при наличии у корпуса отливного канала КПД насоса возрастает до 64 %. То есть, сектор корпуса, охватывающий напорный патрубок, работает с 64 %-й эффективностью, а оставшаяся часть корпуса, не производящая полезной работы, снижает показатель процесса до 44 %. - но всё же необходимость данной схемы продиктована изначальным функциональным назначением устройства - метать грунт.
Величина показателя ^ = 64 % для течения в секторе разгрузки определяется уже своей совокупностью причин:
- трение в проточной части лопастной системы радиального колеса;
- трение о неподвижные внутренние поверхности корпуса;
- образование радиальной подкрутки выходного потока;
- значительный угол отставания потока от профиля лопасти редкой радиальной решетки;
- изменение скорости жидкости при выходе с рабочего колеса в напорный патрубок;
- высокоскоростное возвратное течение в области отрыва;
- и т. д.
Влияние торцевого зазора вносит в рабочий процесс некоторые изменения. Это связано с тем, что, во-первых, в зоне разгрузки колеса торцевой зазор не способствует развитию отрывных явлений и поэтому возвратное течение в области отрыва имеет меньшую интенсивность. Другим обстоятельством для данного случая является более равномерное распределение по окружности входного отверстия обратных токов, которые противодействуют входящему потоку, оттесняя его от кромок входного отверстия. Из данного факта следует, что входящий в насос поток взаимодействует с решеткой колеса на меньшей угловой величине, и после прохождения лопастью языка в межлопастном канале действует менее развитое по отношению к случаю 5 = 0 вихревое течение, обусловленное конструкцией напорного патрубка. Причем, рабочая среда при этом потоке из межлопастного пространства сначала попадает в торцовый зазор, где интенсивность течения гасится, а затем уже во всасывающую полость (рис. 4, сектор 1), что приводит к сокращению плотности распределенных обратных токов. По указанной причине увеличение торцового зазора в данной конструкции не приводит к заметному росту мощности. К тому же при некоторых режимах и сочетаниях диаметра входных кромок лопастей D1, 5 функция ^ = А^) не монотонна, а имеет экстремумы которые определяются балансом: вихреобразо-вания в зазоре - демпферная роль зазора.
По мере снижения интенсивности этого течения с дальнейшим продвижением межлопастного канала на него накладывается характерный для случая нулевой подачи диагональный вихревой поток, который ориентирует результирующий поток в зазор (рис. 4, сектор 2).
В дальнейшем по ходу вращения колеса переходный процесс преобразуется в вид, соответствующий случаю нулевой подачи (рис. 4, сектор 3).
Анализ энергетических характеристик для различных торцевых зазоров и длин лопастей показывает, что изменение величины торцевого зазора оказывает для данной конструкции лопастного насоса несущественное влияние на величину напора. Максимальное расхождение значений Н для разных Q и 5 не превышает 5,6 %, причем для длинных лопастей не более 4 %.
Рис. 4. Структура потоков при 8>0 и Qmax
Рис. 5. Влияние торцевого зазора при Z = 6
Влияние диаметра входных кромок лопастей на рабочий процесс проявляется в более значительном изменении напора (до 40 %) при умеренной разнице в энергозатратах (рис. 6).
Существенное снижение кривых напора при уменьшении длины лопастей вызвано особенностями энергопередачи в зоне разгрузки, которая происходит в условиях возрастания угла отставания потока на выходе с лопастей и без того редкой радиальной решётки, при отсутствии полезных вихревых эффектов (рециркуляционных, радиально-вихревых и т. д. потоков), нестационарности процесса, высокой степени разупорядоченности поля скоростей рабочей среды.
Перечисленные обстоятельства обуславливают высокую степень диссипации энергии, значительный рост гидравлических потерь и поэтому сопоставимые энергоёмкости рабочих процессов. Следует также заметить, что уменьшение длины лопастей вызывает некоторое перераспределение структуры потоков в межлопастных каналах рабочего колеса. Последнее связано с тем, что характерный для данного конструктивного варианта вихревой поток после языка напорного патрубка в рассматриваемой ситуации проявляется в сравнительно меньшей степени.
Снижение интенсивности этого течения вызвано целым рядом причин, среди которых можно выделить основные:
Рис. 6. Влияние диаметра входных кромок лопастей
- ослабление исходного источника, то есть сокращение объёма и неблагоприятная конфигурация области возвратного течения;
- уменьшение угловой величины 9, на которой происходит взаимодействие лопастей с входным потоком за счет роста величины D1 за счет оттеснения входного потока обратными токами;
- взаимодействие рассматриваемого вихревого течения с рабочей средой всасывающей полости вследствие открытости межлопа-стного пространства. Поэтому при 8 = 0 с уменьшением длины лопасти (росте D1) наблюдается более пологий характер кривых Q-H,
Q-N, а при 8 > 0 эквидистантный вид кривых Q-H и более пологий вид кривых Q-N.
Сокращение числа лопастей с z=6 до z=3 приводит к уменьшению густоты решетки, что прежде всего вызывает заметное снижение напора - до 20 % - на коротких лопастях и около 6% на длинных в области пониженных подач (рис. 7).
С ростом подачи расхождения в значениях напора становятся больше, но уже за счет развития кавитационных явлений - в большей степени щелевых, так как в этом случае возрастает нагрузка на лопасть. Причем при наличии торцевого зазора увеличивающийся перепад давлений на рабочей и тыльной сторонах каждой лопасти способствует усилению стока жидкости с лопасти в зазор.
Рис. 7. Влияние числа лопастей рабочего колеса
При достижении зазором значений ^ = 0,25 указанный переток существенным образом начинает влиять на общую картину потоков в устройстве. Наблюдается тенденция перехода к сложной поливихревой структуре.
Вихревое течение, обусловленное конструкцией отводного устройства, в рассматриваемом случае z = 3 оказывает слабое влияние на рабочий процесс и его энергетику. Однако, оно все же проявляется в условиях длинных лопастей и отсутствии торцевого зазора в виде более интенсивного роста мощности
В итоге с уменьшением числа лопастей происходит снижение напора при несущественном изменении мощности.
Результаты проведенных экспериментов обработаны с применением теории планирования экспериментов и представлены в виде следующих выражений:
Н = Д(Dl,S,2,Q) = 12,4572 + 0,5794 х1 - 2,2967 х2 +
+ 0,1006 х3 - 1,7611 х4 - 0,2144 х1х2 - 0,0536 х1х3 +
+0,4747 х 1 х4 - 0,1263х2х3 +0,3629 х2х4 + 0,3492х3х4-
2 2 2 2
- 0,59 х2 + 0,0625 х3 - 0,4425 х4 + 0,2767 х1х2 -
2 2 2 2
-0,0875 х1х3 + 0,4492 х1х4 - 0,0488 х2х3 + 0,3788 х2х4 - -
2 2 2 2
0,1395 х3х2 + 0,2017 х3х4 - 0,1171 х4х2 + 0,0467 х4х3 ;
N = ДБ1,5,^) = 7,4361 + 0,2628 х1 + 0,025х2 + 0,0239х3 +
+ 4,3489 х4 + 0,1406 х1х2 - 0,005 х1х3 + 0,0758 х1х4 -
2
-0,05 х2х3 - 0,4883 х2х4 - 0,1521 х3х4 - 0,02 х2х3 -2 2 2 2
-0,1775 х2х4 - 0,0158 х3х4 - 0,0023 хэх4 - 0,0883 х4х2 -
2 2 2 2 -0,29 х2 + 0,1117 х3 + 0,7792 х4 - 0,0283 х1х2 -
2 2 2
-0,0467 х1х3 - 0,0192 х1х4 + 0,0779 х4х3 .
Анализ полученных выражений позволяет определить наиболее рациональные параметры и установить связь с оптимальными режимами работы устройства (Рис. 8):
-для z = 3
Qопт = 10,25 +14,15 х1 + 13 х2 + 5,25 х ^ - 8,75х^ +1,75 х22-- 1,75 х:2х2 -0,25 х^2;
Рис. 8. Показатели оптимальных режимов
Н = 11,25 - 2,517 хі - 0,29 Х2 - 0,1 Х1Х2 - 0,64 хі2;
N = 9,085 + 0,71 Х1 + 0,93 Х2 + 0,235 Х1Х2 + 1,175 Х12 +
+0,185 Х22 - 0,165 х12х2 - 0,105 х1х22;
Характер зависимостей Qопт, Н, К, ц от аргументов D и 8 для z = 3 и z = 6 подобный с разницей лишь по номиналам, для шестилопастного насоса соответствуют более высокие показатели.
Значение оптимальной подачи растет с увеличением торцевого зазора и уменьшением длины лопасти, что связано с более пологими характеристиками Q-H, Q-N.
Рис. 9. Физическая модель лопастного насоса с тангенциальным патрубком
Величина напора и мощности для оптимальных режимов существенным образом зависит от диаметра входных кромок лопастей. С увеличением длины лопасти напор растет мощность падает. Изменение торцевого зазора в значительной степени влияет на мощность и практически не отражается на напоре, следовательно, величина КПД является монотонной функцией по изменению диаметра входных кромок лопастей и экстремальной по торцевому зазору.
Для практического пользования при конструкторских разработках рекомендуемыми значениями величины торцевого зазора являются
8 = 1,7хЮ“2 *3,4х10“2
Все вышеизложенные результаты относятся к физической модели насоса с тангенциальным напорным патрубком (рис. 9) являющегося прообразом многофункционального рабочего органа для очистки хозяйственных водоёмов.
— Коротко об авторах -------------------------------------------
Иванов Е.Г.- Нижегородская государственная сельскохозяйственная академия.
