/
Текст
НКТП СССР
/7-j-^ А В Л Е Н И Е АВИАЦИОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Центрального аэро-гидродинамического института
им. проф. Н. Е. Жуковского
Выпуск 263
В. И. ПОЛИКОВСКИЙ
ВЛИЯНИЕ ЗАЗОРА МЕЖДУ КРЫЛЬЧАТКОЙ
И КОЖУХОМ НА РАБОТУ ЦЕНТРОБЕЖНОГО
НАГНЕТАТЕЛЯ
’ ЗДАНИЕ ЦЕНТРАЛЬНОГО АЭРО-ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ИНСТИТУТА,
нм. проф. Н. Е. ЖУКОВСКОГО
Москва
19 3 6
.1961 г.*
II К Т П СССР
ГЛАВНОЕ УПРАВЛЕНИЕ АВИАЦИОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Труды Центрального аэро-гидродинамического
им. проф. Н. Е. Жуковского
институт'’
Выпуск 263
В. И. ПОЛИКОВСКИЙ » .
' ВЛИЯНИЕ ЗАЗОРА МЕЖДУ КРЫЛЬЧАТКОЙ
КОЖУХОМ НА РАБОТУ ЦЕНТРОБЕЖНОГО
НАГНЕТАТЕЛЯ
ИЗДАНИЕ ЦЕНТРАЛЬНОГО АЭРО-ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ИНСТИТУТА
им. проф. Н. Е. ЖУКОВСКОГО_________________________
Москва 1936
oGSf.S-оч
КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ
В настоящей работе приведены результаты теоретического анализа влияния зазора
между крыльчаткой и кожухом центробежного нагнетателя на его работу. Рассмотрен слу-
чай крыльчатки открытого типа с радиальными лопатками, работающей с малыми зазорами.
Расчетным путем определены, с одной стороны, потери через зазор, с другой — влияние
зазора на создаваемый напор и потребляемую мощность.
Полученные формулы достаточно определяют физическую картину явления н дове-
дены до состояния, позволяющего непосредственное их применение в технических расчетах.
В заключение приведены опытные кривые и дано сравнение расчетных и опытных
данных.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
1. Предисловие................................................................. 3
2. Принятые обозначения........................................................ 3
I. Теоретические основы и вывод расчетных формул
1. Общие соображения ......................................................... 5
2- Влияние зазора на работу колеса нагнетателя................................. 5
3. Влияние зазора на гидравлическую мощность......................(........... 7
4. Перетекание воздуха через боковые зазоры.................................... 8
5. Потеря на зазор........................................................... 11
6 Область применения полученных формул...................................*"... 13
II. Экспериментальное исследование влияния зазора
I. Общие соображения.......... ... ......................................14
2. Данные испытаний............................................................15
3. Анализ опытных материалов •.................................................17
Отв. редактор В. Л. Александров Техн, редактор А. С. Борисов
Сдано в набор 7/Ш—1936 г. Подписано к печати 7 IV 1936 г.
Формат бумаги 72ХЮ51 ie печ. листа, 66000 зн. в л. Тираж 1500
Уполн. Главлита В—38497 Зак. тип. № 90
Типография ЦАГИ, ул. Радио, 17.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Влияние зазора между крыльчаткой и кожухом центробежного наг-
нетателя на напор и мощность, или, точнее, влияние изменения зазора
в практичесьн осмысленных пределах лежит в пределах 3—10°,0, т. е.
представляет собой практически впочне ощутимую величину.
Повышение требований, предъявляемых к нагнетателям, особенно
авиационного типа, заставляет учитывать влияние этого зазора на работу
нагнетателя. Теоретическое и экспериментачьное исследование указанного
вопроса, проведенное в ЦАГИ в 1935 г.-, привело к достаточно простым
и удобным для практического применения формулам, вывод которых из-
ложен ниже, одновременно с опытной их проверкой.
Поскольку приведенные в данной работе гидродинамические сообра-
жения и примененный математический аппарат отнюдь не отличаются
особой сложностью, есть все основания надеяться, что данная работа
сможет оказать помощь конструкторам и проектировщикам в их практи-
ческой деятельности.
В заключение считаю необхсимым принести мою благодарность
старшему инженеру ЬГИИАД А. И. Радченко, оказавшему мне весьма
существенную помощь при написании данной работы, проф. Б. С. Стеч-
кину, давшему ряд весьма существенных и ценных указаний по существу
разрабатываемых вопросов, а также коллективу техников эксперимента-
торов ЦАГИ тт. Л. Малашенко, В. Митяеву и К. Чебышевой, прекрасно
проведшим все опытные исследования на данной работе.
ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
R— текущий радиус колеса.
— радиус входа на колесо
(радиус всасывающего патрубка; радиус, на котором поворот струи от
аксиального к радиальному направлению в основном можно считать за-
конченным).
R2 — наружный радиус колеса.
b,bx,b2— ширина лопаток колеса, соответствующая радиусам R,RA,R2.
Ьл— условная ширина лопатки, получающаяся при продолжении
кромок ее до оси.
? — зазор (на сторону).
z — число лопаток.
W — угловая скорость.
u — ^R — окружная скорость.
си—тангенциальная составляющая абсолютной скорости воздуха.
с1и> г.-« —т0 же па радиусах Ri ,R...
G — весовой секундный расход воздуха через нагнетатель.
Q — тот же расход в объемных единицах.
езаз — скорость перетекания воздуха в зазоре.
3
0заз — весовое количества воздуха, протекающее через зазор в
1 сек.
ф —тот же расход в объемных единицах.
Q'— удельный расход нй еданицу ширины лопатки
t Q
w — относительная скорость п&осАиния воздуха через колесо.
й",, w2 —то >йе на дЯкиусах % >
• —относительная скорость перед лопаткой, считая по движе-
нию колеса.
-гу_ — относительная скорость за лопаткой, считая по движению
колеса.
|л — коэфициепт сжатия струи при протекании через зазор.
— гидравлическая работа, сообщаемая колесом каждому кило-
грамму-протекающего воздуха в теоретическом случае, при
бесконечно большом числе лопаток и отсутствии зазора
и 2
£.^ = — к гм 1кг.
пса i
Lha — то же при числе лопаток равным z, но при отсутствии за-
зора
в2 • (£2а)
L.=----------кгм кг.
1,2 g
р. — —коэфициент, учитывающий влияние на с.^ конечного числа
^2
лопаток (обозначается так же, как и коэфициент поджатия
струи).
Lh — гидравлическая работа, сообщаемая каждому килограмму
протеЛнощего воздуха при наличии конечного числа лопаток
z и зазора 8
у. ---коэфициент, учитывающий влияние на с2и наличия зазора о.
3а3 (с2и)г
— добавочный расход мощности в связи с наличием зазора 8.
ДЛзаз — соответствующая работа, приходящаяся на 1 кг
75ЛГ
* 1 зал
L — общая работа, сообщаемая каждому килограмму протекаю-
щего через нагнетатель воздуха, при наличии конечного числа
лопаток и зазора.
б?ла6—утечка воздуха наружу через лабиринтные уплотнения.
1. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ И ВЫВОД РАСЧЕТНЫХ ФОРМУЛ
1. Общие соображения
С точки зрения гидравчических качеств машины отсутствие покры-
вающих дисков на лопатках колеса нагнетателя нецелесообразно, так как
приводит к повышенным потерям трения между воздухом, текущим вдоль
лопаток, и стенками кожуха. ' _ z
Поэтому в тех случаях, когда это допускается соображениями проч-
ности, одну или обе боковины колеса закрывают-, дисками.
Покрывающие диски крепятся заклепками либо непосредственно
к лопаткам, либо при помощи угольников; при повышении окружных
скоростей до значения 150—180 м/сек. боковые диски крепятся па шты-
рях, непосредственно выфрезованных из тела лопатки.
При дальнейшем повышении окружных скоростей переходят от ло-
паток, загнутых назад к радиальным, сохраняя, однако, один, а иногда и
оба диска. Далее приходится отказаться от одного, а затем йог обоих
дисков, так как, несмотря на применение высоко легированных сталей и
специальных сплавов, напряжения в дисках переходят допустимые пре-
делы.
Таким образом, соображения прочности заставляют при высоких
окружных скоростях, доходящих в современных авиационных нагнетате-
лях до 300—400 м/сек. и даже выше, применять открытые крыльчатки,
работающие в кожухах с малыми боковыми зазорами.
Следует подчеркнуть, что такие конструкции „открытых“ колес
целесообразны только в тех случаях, когда они обусловлены соображе-
ниями прочности. С точки зрения к. п. д. они всегда будут хуже колес
с покрывающими дисками. В то время как у этих последних к. п. д. до-
стигает значения 70 и даже 75°/0, обычные значения к. п. д. нагнетателя
с открытыми колесами лежат в пределах 50—559/0 и только в исключи-
тельных случаях достигают значений близких к 65°/0.
2. Влияние зазора на работу колеса нагнетателя
При отсутствии зазора между колесом и ко-
жухом, при числе радиальных лопаток z — ос ра-
бота, сообщаемая каждому килограмму воздуха,
протекающего через нагнетатель (фиг. 1),
где с1и—скорость предварительного закручивания
струи до входа в нагнетатель, создаваемая спираль-
ным кожухом или направляющим аппаратом на вхо-
де. В тех случаях, когда никаких направляющих
устройств на входе нет, с1и = 0.
При конечном числе лопаток z и при отсут-
ствии зазора
K2(c2u) tliciu ,
LUz = ——G—----------кгм/кг.
Величину (c,„)2 = [xz и,
можно определить пользуясь данными Кухарско-
гоС), Пфлейдерера(2), Стодола(8), Дмитриевского (4),
Шианнгаке (в), Поликовского(е) и др.
I
Фиг. 1. Схема лопатки ра-
бочего колеса в кожухе.
Благодаря наличию зазора между крыльчаткой и кожухом, величина
напора, сообщаемого колесом воздуху, падает, в связи с чем величина (c2u)z
’ Цифры в скобках означают ссылку на список литературы в конце книги.
5
падает до значения
где
Iх < 1 •
1 знз \ •
Таким образом, тангенциальная составляющая скорости выхода из
колеса, определяющая сообщаемый воздуху напор (включая напор, иду-
щий на покрытие сопротивлений в самой машине), получается равной
^ = !xz-!x3J3-«2
и соответству ющая работа
‘iSiu- riicla== !УИ333 -и.2 —
; G -1 о 0 9
Наличие зазора и лабиринтных уплотнений на валу крыльчатки нс
меняет условии передачи работы каждому килограмму протекающего че-
рез машину воздуха. Влияние этого зазора соответствует повышению
числа килограмм, протекающего через колесо воздуха на величину Слаб.
Соответственно расход мощности увеличивается на
г„
/о
каковая величина, очевидно, является чисто бесполезной потерей мощ-
ности. В то же время сама величина Lh практически не меняется.
Утечка воздуха через лабиринтные уплотнения наружу учитывается
помощи общепринятых формул расчета лабиринтных уплотнений.
Что же касается наличия боковых зазоров 5, то перетекание через
воздуха соответствует в большинстве случаев наличию доиолнитель-
гидравлических потерь, т. е. подводу тепла каждому килограмму
при
них
ных
протекающего воздуха в количестве:
75-ДА'
4 т ___ заз
^заз 75
Если ввести дополнительно в рассмотрение величину мощности 7V0,
расходуемой на так называемые вентиляционные потери (гренпе воздуха,
протекающего между -лопатками о стенки кожуха, паразитные вихреоб-
разованпя и т. д.) и соответствующей работы
_ 75-Л'п
— л >
то мы получим следующие основные уравнения расчета колеса центро-
бежного нагнетателя, из которых ясно видно влияние рассматриваемого
нами зазора между крыльчаткой и кожухом нагнетателя на его работу
С02 Iх.' !х,„ • И.?— Ч,С.„
А & + + А — - ------------— + ^ - Q - 1Гбенз =
ё
I Л
. 4- А хал кг.
2g
В этом равенстве (см. также список обозначений вначале):
ср— теплоемкость воздуха при постоянном давлении.
70— температура внешнего воздуха.
А —— тепловой эквивалент работы.
G
Т2—температура на радиусе /?., нагнетателя.
Q— тепло, отданное наружу нагнетателем или, вернее сказать, бо-
ковыми стенками нагнетателя, непосредственно примыкающими
к колесу. Очевидно, что тепло Q составляет только часть всего
тепла, отдаваемого наружу нагнетателем, как через боковые
стенки, ограничивающие колесо, так и через наружные стенки
направляющего аппарата и спирального кожуха.
— тепло, израсходованное на испарение бензина, в случае распо-
ложения карбюратора до нагнетателя.
Второе уравнение, определяющее погвод тета к воз гуху при про-
хождении его через колесо нагнетателя между сечениями (1) и (2).
Q, _ 2 = ^Lh + A\L3 , + AL„ - Qliap - UZ6C1!.,.
В этом выражении Д7Л—-работа, идущая на покрытие гидравлических
сопротивлении при протекании воздуха через колесо нагнетателя.
3. Влияние зазора меж ту лопатками и стенкой кожу \а рабо-
чего к о л е с а (д л я непокрытых колес) на потребляемую ко-
ле со м гидравлическую мощность
Вопрос о влиянии зазора па потребляемую колесом
о
дится в случае относительно малой величины зазора 2 (
уменьшении давления на дно сосуда (фиг. 2) при наличии
щели, по сравнению с давлением па дно закрытого сосуда
шириной b — 2о.
При давлении в закрытом сосуде Н получим силу,
действующую на дно сосуда длиной 1—1.
P=/i(b — 2o).
Для сосуда шириной Ь, при паличипи щели шири-
ной 2о (т. е. той же шириной опорной рабочей поверх-
ности b — 2о) получим, очевидно, уменьшение давления
на опорную поверхность зт счет начичия скорости при-
текания к щели на опорной поверхности.
Ръ<Н(Ь-2?.).
мощность Сво-
к вопросу об
Исходя из теоремы количества движения, попыта-
емся опретелигь величину силы :
]) скорость истечения
2) объем вытекающей в
2Н
о
единицу' времени жидкости
Фиг. 2. Перетека-
ние по.иуха через
зазор (схема).
Q =
^-сск • заз
2Н
Сила, действующая на дно сосуда.
р, = НЬ _ pr3a3QceK = НЬ- = НЬ — 2Н2Л = Н {Ь 4:Л).
Отсюда получим уменьшение давления па рабочую поверхность
Л _ Н (b — 4p-oj _ ._____( _
~р~ H(b — 2f>) Ь -21 Ь — 2'А~-
Из технологических соображений
поднять с известными конечными, хотя
кромки лопатки приходится вы-
и малыми ра гнусами закруглении.
7-
Это обстоятельство, в связи с малой величиной самого исследуемого за-
зора, приводит к тому, что истечение струи через зазор происходит
в сравнительно благоприятных (а следовательно, с точки зрения самой
величины потерь в неблагоприятных) условиях, для которых коэфициент
истечения ргМ.
Это соображение подтверждается также и данными опыта (см. фиг.).
Таким образом:
о
1----—— = 1.-------—-.
Р~ h~2- 19А
* b
Если полученное отношение сохраняется постоянным для всего ко-
26
леса, т. е. если — ~ const, то, очевидно,
характеризовать падение сообщаемой
Обычно, однако, величина зазора
как ширина лопатки b меняется от Rx
ких пределах доходит до 2^.
Детальный анализ получающихся
к интегрированию моментов сил
что полученное отношение будет
воздуху гидравлической работы.
6 сохраняется постоянной, тогда
к зачастую в довольно широ-
при этом соотношений сводится
dM=PRdR
и сравнению полученных интегральных значений с теоретической величи-
ной момента, соответствующего предположению 6'=0.
Такого рода анализ приводит к весьма громоздким практически
неприменимым квадратурам.
Поскольку вся величина поправки на влияние зазора лежит обычно
в пределах 3-6° 0, очевидно, столь значительное усложнение расчстны \
формул не целесообразно, и расчет следует нести исходя из сред-
„ 26
них значении
b
Полученное нами выражение, представляет собой отношение
2 2_
^6 — _1А __ , ^ср 1\'!Лззт'И2~
Р L. 1 заз 6 и • и -
ср
В случае наличия направляющего аппарата на входе, т. е. в случае
ciu /0, соответствующая величина
,х ___ 'Лзаз ' ^z' 1!~" и1' ' f 1U
1 заз ~ (gj; — —«1 • С1и
При обычных значениях 2^-, лежащих в пределах 2— 8%, величина
отношения [лзаз лежит в пределах:
и 0,914- 0,98.
1 .?яз ’ *
4. Перетекание воздуха через боковые зазоры между
колесом и кожухом нагнетателя
Строго говоря, влияние конечного числа лопаток сказывается, глав-
ным образом, вблизи выхода потока из колеса. Поскольку, однако, с одной
стороны, распределение скоса по лопатке колеса нагнетателя еще недо-
статочно изучено, с другой стороны, дело идет об определении величины
8
Отсюда следует, что потеря напора на протекание воздуха через
боковые зазоры между колесом и кожухом равняется
АТ/ = KZMjM*.
333 Z 6Г
Общий расход мощности на покрытие соответствующих гидравли-
ческих потерь
л 1
ДА7 — ^'^.1 _ |'Х/р з.з I <» 7ср U'l~
. ‘ 333 75 75 2g ’
подвод тепла к каждому килограмму воздуха, протекающего через на-
гнетатель
4ДАзаз=Л
75Д.Ч,3
G
Подчеркнем, что расход мощности ДД'заз на покрытие потерь через
зазоры идет не за счет дополнительного потребления мощности нагнета-
телем, а за счет основной гидравлической мощности
£ J’~ ' !хзаз ll-~ ,11 С1 и
L~ g ~
Потери через зазор покрываются не за счет дополнительного расхода
мощности, а за счет понижения развиваемого нагнетателем напора.
Другими словами, потеря Д£заз относится к разряду гидравлических
сопротивлений, а не к разряду вентиляционных потерь.
6. Область применения полученных формул
Следует подчеркнуть, что все приведенные выше рассуждения, а сле-
довательно, и применение выше выведенных формул, допустимо только
при малых значениях относительного зазора 2 —. Как показывает опыт
Сср
(см. ниже), удовлетворительное совпадение между расчетными и опытными
значениями <х, 1з имеет место при относительной величине зазора 2 , ле-
жащей в пределах
2= 0-г-0,14.
b '
То же имеет место и по отношению к величине потерь, которыми
можно пренебречь в случае заполнения потоком каналов между лопат-
ками только в случае относительно малых зазоров.
В практически выполненных нагнетателях величина относительного
зазора не превышает 10° (), и, следовательно, выводы данной работы
в практических расчетах вполне применимы.
При увеличении зазора до значений 2 j-1- —0,15 и выше, разность
давлений с двух сторон зазора начинает становиться существенно меньше
разности давлений с двух сторон лопатки. При этом интенсивность пере-
текания воздуха через зазор начинает ослабевать и, следовательно, влияние
зазора на передаваемую воздуху7 гидравлическую мощность также начи-
тает уменьшаться.
13
По этой причине, например, при 0. о колесо нагнетателя рабо-
тает еще относительно эффективно, хотя в соответствии с формулой
о •
и =1- ~ ",
Гзаз ?
передаваемая колесу гидравлическая мощность должна была бы рав-
няться нулю.
Кроме указанного обстоятельства увеличение зазора между колесом
и кожухом сверх известных малых значении приводит к обратному пере-
теканию воздуха вдоль зазора от D„ к Dv из зоны повышенного в зону
пониженного давления. Поэтому даже в случае заполнения каналов между
лопатками активным потоком, наличие больших зазоров приводит к воз-
никновению существенных гидравлических потерь, снижая не только
гидравлический, ио и адиабатический к. п. д. нагнетателя или, другими
словами, не только уменьшая напор, получаемый при данной окружной
скорости, но и непроизводительно повышая расход мощности.
II. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ЗАЗОРА МЕЖДУ. КРЫЛЬ-
ЧАТКОЙ И КОЖУХОМ НА РАБОТУ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ
1. Общие соображения
Влияние зазора на работу нагнетателя может быть установлено путем
снятия его характеристики при различных зазорах. При этом, поскольку
влияние направляющего аппарата за колесом мало отражается на потреб-
Фиг. 5. Схема испы-
тания колеса нагнета-
теля.
Фиг. 6. Схема испы-
тания колеса нагнета-
теля с направляющим
аппаратом.
Фиг. 7. Схема испытании
колеса нагнетателя с на-
правляющим аппаратом и
спиральным кожухом.
ляемой им мощности, исследование может быть проведено любым из грех
нижеследующих методов:
1) снятие характеристики изолированного колеса с выпуском воз-
духа непосредственно в атмосферу (фиг. 5);
2) снятие характеристики колеса с направляющим аппаратом, но без
спирального кожуха (фиг. 6);
14
3) снятие характеристики нагнетателя в целом, состоящего из колеса,
направляющего аппарата, и спирального кожуха (фиг. 7).
С точки зрения исследования влияния зазора на величину гидравли-
ческих потерь, первая из указанных выше схем имеет то преимущество,
что, при проведении испытания изолированного колеса, изменение потерь
при протекании воздуха через колесо и только этих потерь —находит
непосредственное отражение в снятой характеристике.
При испытании же второй и третьей схем, т. е. при наличии за
колесом направляющего аппарата, изменение кинематики потока за
колесом, связанное с изменением может привести к изменению вели-
чины потерь в направляющем аппарате; другими словами, изменение на-
пора, развиваемого нагнетателем при изменении зазора, нельзя уже целиком
относить к потерям в колесе, и, следовательно, проведенное исследование
не сможет дать непосредственного ответа на поставленный вопрос.
Из указанных соображений исследование по влиянию зазора было
проведено путем снятия характеристики колеса нагнетателя при различ-
ных зазорах между колесом и стенками кожуха.
2. Данные испытаний
Испытания проводились в ЦАГИ с колесом модели нагнетателя мотора
М-34, выпочненной в масштабе 2:1 (фиг. 8), что представило существен-
ное и самоочевидное преимущество в самой технике эксперимента по
Фиг. 8. Установка для исследования в шяпия зазора.
сравнению с испытанием крыльчатки самого нагнетателя. Схема установки
и испытания ничем не отличались от общепринятых методов снятия ха-
рактеристики в вентиляторной лаборатории ЦАГИ. Подробное описание
этих методов имеется в трудах ЦАГИ3.
Испытания проводились при числе* оборотов колеса/1= 1000 об/мин.,
что соответствует окружной скорости «„"^30 м^сек.
Всего было проведено три испытания при зазорах й = 1,6, 3,7 и 8,5 мм,
что соответствует относительному зазору 2 -^—=0,035, 0,082 и 0,19.
С?ср
Данные испытаний приведены на фиг. 9, 10 и 11.
3 См. Атлас характеристик вентиляторов и дефлекторов, под ред. К. А. Ушакова,
Труды UA1 И, вып. 193, 1935 г., а также Довжик и 11 о л и к о в с к и й. Эксперименталь-
ное исследование модели двухступенчатой турбовоздуходувки. Труды ЦАГИ, вып. 191. 1935.
15
Фиг. 9. Диаграмма испы
тания модели крь'льчатк I
нагнетателя М-34 при за I
зоре 1,6 мм.
Ч
*5
Ь
Фиг. 10. Диаграмма исл» Л
тания МОЛОЛИ КрЫЛЬЧЗ’Р
ни вагиетателя М-34 пре
зазоре 8 ~ 3,7 мм. I
Фиг. 11. Диаграмма ncnul
тания модели крыльчатм
на гнета геля М-34 приза!
зоре 8 = 8,Б мм.
3. Анализ опытных материалов
На фиг. 12 приведена сводная диаграмма гидравлических мощностей,
полученных путем вычитания из общей мощности /V паразитной мощности
No, соответствующей расходу мощности при Q = 0.
На эту же диаграмму нанесена кривая теоретической (расчетной)
гидравлической мощности, соответствующей числу лопаток z = oo. Из
сравнения опытных кривых Nh и кривой N получен коэфициент
<f2 = p2-p3a3 для всех трех разобранных случаев. —
На фиг. 13 приведена кривая tp2 =f ( - -- ), полученная путем наие-
\ С?ср /
сения на диаграмму значений, полученных на фиг. 12. Экстраполируя
кривую, проходящую через опытные точки до значения соответствую-
щего значению зазора 8 = 0, получаем величину коэфициенга, учитываю-
щего влияние одного только конечного числа лопаток
<р2(0) = ргог0,8.
На эту же диаграмму нанесена расчетная кривая
28 \
^ср \
1 —2о I
X/
Как видно непосредственно из диаграммы, при
28
чепиях зазора =0-^-0,14 совпадение расчетной
Пер
можно считать практически удовлетворительным.
?2— Рг-1*зЯЗ — 0,81 1 —
Б1БЛТ
Ки1-
относительных зна-
и опытной кривых
17
Фиг. 13. Сравнение вли-
яния зазора на мощность
расходуемую колесом на
гнетателя по опытным i
расчетным данным.
Фиг. 14. Влияние вс
чины относительного
26
зора на коэфпни
"ср
зазора р..
А
заз Lhz
Фит. 15. Сводная
грамма статических ц
ров к испытанию ы< i
крыльчатки нагнета
М-34 при разных заз<
(осевой вход).
i8
На фиг. 14 нанесена опытная кривая
Изаз 0,8 J fecp /
j расчетная кривая
23
________। Ьср
^заз — 1 1—28
Расхождение расчетной и опытной кривых при больших значениях
28
относительного зазора -г представляется вполне закономерным, с точки
С? ср
зрения соображений, высказанных выше в § 6; при этогл самое расхожде-
ние имеет именно тот характер, который соответствует высказанным
выше соображениям.
На фиг. 15 приведена сводная диаграмма статических напоров, раз-
виваемых колесом. Как видно из диаграммы, напорные кривые при малых
значениях зазоров совпадают между собой; при большом зазоре кривая
напора, развиваемого колесом, резко падает. Поскольку у испытанного
нагнетателя колесо имеет очень отчетливую конусность ^-^ = 0,5J, есть
все основания считать каналы между лопатками заполненными, чему, как
указано выше, соответствует, при малых зазорах, отсутствие дополни-
тельных гидравлических потерь
Таким образом, совпадение напорных кривых при малых относитель-
ных зазорах, так же, как и существенное понижение напора при больших
зазорах, можно считать подтверждающим основные положения, выдвину-
тые в первой части настоящей работы.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Kucharsky. StrCmungen einer relbungsfreien Fliissigkeit bei Rotation fester Кбгре..
Verl. Oldenburg, 1918.
2. Pfleiderer. Kreiselpumpen. Verl. Springer, 1932.
3. S to do! a. Dampf und Gasturbinen. Verl. Springer.
4. Дмитриевский. Исследование влияния числа лопаток на характеристику
центробежного нагнетателя. Труды ЦИАМ, вып. 14. 1935
5. Spannhake. Anwendung der konformen Abbildungen auf die Berechnung von
StrOmungen in Krefselradern Z ang. Math, und Meehan. B. 2. Heft 6. 1925.
6. П о л н к о в с к и й. К вопросу о расчете центробежоых вентиляторов и насосов.
Труды ЦАГИ, вып. 154. 1934.
7. Peterman п. Der Verlust in schiefwinkligen Rohrverzweigungen. Mitt. des Hydr.
Inst, der technlschen Hochschule, Miinchen, Heft 3. 1929.
8. Левин, К вопросу о коэфициентах местных сопротивлений. Журнал „Отопление
и вентиляция* № 5—6 №0 г.
9. Абрамович. Аэродинамика местных сопротивлений. Труды ЦАГИ, вып. 211,1936.
Summary
The present article describes the ’ results of a theoretical investiga Ion
of the effect of the clearance between the impeller and casing of a centra
gal supercharger on its performance. The case of an open impeller with ra-
dial vanes working with small clearances are calculated and the effect of the
clearance on the obtained head and consumed power is determined.
The derived formulae give a sufficiently accurate interpretation of the
physical aspect of the phenomenon and are developed to an extent allowing
their direct use in technical calculations.
In conclusion several experimental diagrams are plotted and a compari-
son of the theory with experiment is shown.