Реферат: Малогабаритна вихорева турбіна як привід гідродинамічного очисника в’язких рідин
СУМСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
МАЛОГАБАРИТНА ВИХОРЕВА ТУРБІНА ЯК ПРИВІД ГІДРОДИНАМІЧНОГО ОЧИСНИКА В’ЯЗКИХ РІДИН
Спеціальність – «Гідравлічні машини та гідропневмоагрегати»
Автореферат
дисертації на здобуття наукового ступеня
кандидата технічних наук
Суми – 2004
Актуальність теми. Підвищення надійності і довговічності роботи устаткування, яке використовується у різних галузях народного господарства України, прямо залежить від якості застосовуваних у ньому робочих та мастильних рідин. Одним з параметрів, які визначають придатність робочих та мастильних рідин до експлуатації, є якісна та кількісна характеристики присутніх у них механічних та інших домішок. Серед існуючого обладнання, котре забезпечує ці характеристики рідин на достатньому рівні при роботі устаткування, найбільш перспективним є роторний гідродинамічний очисник рідин, в якому для цього використовується безперервне обертання його фільтроелемента, що у свою чергу потребує наявності двигуна. У той же час існує необхідність у створенні автономного очисника, у якому обертання фільтроелемента здійснювалося б рідиною, яка підлягає очищенню. Наприклад, для роботи в умовах вибухо – вогненебезпечних середовищ, стиснутого простору та ін.
Спроби використання для цих цілей об'ємних гідромоторів або традиційних гідротурбін виявилися невдалими з ряду причин: по-перше, через складність конструкцій і значних необхідних пускових моментів; по-друге, через значні габаритні розміри відомих гідродинамічних приводів. Позбавлена цих недоліків вихорева турбіна (ВТ). Тому, з'явилася необхідність у створенні малогабаритного гідравлічного приводу вихоревого типу і в розробці методів розрахунку спільної характеристики очисника і привода, які б забезпечили використання енергії рідини та необхідний рівень її очищення.
Зв'язок роботи з науковими програмами, планами і темами. Дисертаційна робота виконана відповідно до наукових програм кафедри «Гірнича енергомеханіка та обладнання» Донбаського гірничо-металургійного інституту (ДГМІ) і «Галузевої науково-дослідної лабораторії мастильних та робочих рідин» при ДГМІ. Наведені у дисертації результати є складовою частиною науково-дослідної роботи (НДР) «Розробка теорії автономного саморегенерованого очищення з використанням гідродинамічних процесів для розподілу двофазних рідин», де автор був відповідальним виконавцем.
Мета і задачі дослідження. Метою роботи є обґрунтування можливості використання малогабаритної вихоревої турбіни з бічним розташуванням каналу як привід роторного гідродинамічного очисника в’язких рідин за рахунок розробки відповідних теоретичних основ і методики розрахунку геометричних та гідродинамічних параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу.
Для реалізації поставленої мети дослідження необхідно вирішити наступні задачі:
– обґрунтувати найбільш раціональний тип ВТ, що відповідає умовам роботи приводу роторного гідродинамічного очисника;
– розвинути теорію робочого процесу ВТ;
– розробити модель течії робочої рідини (РР) у каналі ВТ;
– визначити параметри силової взаємодії потоку РР з лопатками робочого колеса (РК) ВТ;
– розробити практичні рекомендації та інженерну методику розрахунку раціональних параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу і роторного гідродинамічного очисника при вхідних параметрах останнього;
– перевірити отримані науково-методичні результати шляхом проведення експериментальних досліджень роботи гідравлічного приводу вихоревого типу.
Об'єктом дослідження є робочий процес ВТ з бічним розташуванням каналу.
Предметом дослідження є потік РР, який рухається в каналі ВТ та його силова взаємодія з РК.
Методи досліджень. Поставлені задачі дослідження вирішувались шляхом математичного і фізичного моделювання робочого процесу ВТ з бічним розташуванням каналу. При теоретичних дослідженнях течії РР використовувалися основні положення і методи гідромеханіки, а саме: теорія турбулентних струменів та теорія лопатевих машин. Адекватність отриманих результатів оцінювалася порівнянням з експериментальними даними. Експериментальні дослідження проводилися з урахуванням теорії планування експерименту і математичної статистики шляхом стендових випробувань натурного зразка у «Галузевій науково-дослідній лабораторії мастильних та робочих рідин» при ДГМІ.
Наукова новизна отриманих результатів полягає в наступному:
– розвинена теорія робочого процесу ВТ з бічним розташуванням каналу; уперше для ВТ крутний момент, який виникає на РК, умовно поділений на дві складові: активний і реактивний моменти, що дозволило теоретичним шляхом визначити вихідні параметри турбіни;
– розроблена модель течії РР у каналі ВТ, яка відрізняється від існуючих тим, що у її основу покладена теорія турбулентних струменів. Це дозволило уперше визначити причину утворення та параметри поперечних вихрів у міжлопатковому просторі РК, їхній вплив на роботу ВТ. Уперше введений коефіцієнт утворення активного моменту на РК ВТ за допомогою якого можна визначати раціональне значення кроку розміщення лопаток на РК турбіни;
– уперше визначені параметри силової взаємодії потоку РР, який рухається у кільцевому каналі, з лопатками РК, що дозволило теоретичним шляхом побудувати механічну характеристику ВТ;
– уперше вирішена комплексна задача спільного використання гідравлічного приводу вихрового типу і роторного гідродинамічного очисника.
Обґрунтованість і достовірність наукових положень, висновків і рекомендацій, сформульованих у дисертації, підтверджується результатами відомих і власних експериментальних досліджень. Достовірність отриманих експериментальних результатів обумовлена застосуванням сучасних засобів виміру, методів експериментальних досліджень і наукового аналізу експериментальних даних, достатністю матеріалу, отриманого при проведенні стендових випробувань, застосуванням апробованих методів розрахунку (метод найменших квадратів), задовільною похибкою виміру величин.
Наукове значення роботи полягає у тому, що отримані результати теоретичних і експериментальних досліджень дозволяють розвинути теорію робочого процесу ВТ з бічним розташуванням каналу на основі теорії турбулентних струменів, що дає можливість створити більш повне уявлення про процеси, які протікають усередині турбіни і в результаті яких відбувається передача енергії від рідини до РК, та описати їх теоретичним шляхом.
Практичне значення одержаних результатів полягає в наступному:
– отримані методичні рекомендації щодо вибору основних геометричних параметрів ВТ з бічним розташуванням каналу;
– розроблена інженерна методика розрахунку раціональних параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу і роторного гідродинамічного очисника при вхідних параметрах останнього.
Результати дослідження можуть бути використані при розробці та виготовленні РК вихоревих машин, відцентрових насосів і турбокомпресорів.
Результати дисертаційної роботи впроваджені на промисловому підприємстві ОАО «Сніжнянськхіммаш» (м. Сніжне, Україна) і в навчальному процесі ДГМІ.
Особистий внесок здобувача. Основні результати досліджень, які наведені в дисертації, отримані автором самостійно. У роботі [4] автор увів поняття коефіцієнта створення активного моменту на РК ВТ, одержав вираз для знаходження значень цього коефіцієнта в залежності від параметрів потоку РР і геометричних розмірів РК, визначив раціональне значення кроку розміщення лопаток на ньому.
Усі результати отримані під безпосереднім керівництвом наукового керівника, який спланував основні етапи роботи автора над дисертацією.
Апробація результатів дисертації. Основні положення дисертації доповідалися та обговорювалися на науково-технічних конференціях професорсько-педагогічного складу ДГМІ (м. Алчевськ, 2001–2003 р.); на VI Міжнародній конференції «Гідроаеромеханіка в інженерній практиці» (м. Харків, 2001 р.); на науково-практичній конференції, присвяченій 45-річчю ДГМІ «Перспективи розвитку вугільної промисловості в XXI столітті» (м. Свердловськ, 2002 р.); на VIII Міжнародній конференції «Гідроаеромеханіка в інженерній практиці» (м. Черкаси, 2003 р.). Цілком робота була представлена на Міжнародній науково-технічній конференції «Удосконалювання турбоустановок методами математичного і фізичного моделювання» (м. Харків, 2003 р.).
Публікації. За матеріалами дисертації опубліковано п’ять статей [1–5] у спеціалізованих виданнях, затверджених переліком ВАК України, отриманий деклараційний патент 50923А України [6].
Структура дисертації. Дисертація складається зі вступу, чотирьох розділів, загальних висновків, списку використаних джерел і додатків. Робота викладена на 185 сторінках машинописного тексту, включає 68 рисунків, з яких 13 займають 6 окремих сторінок, 8 таблиць, з яких 1 займає 2 окремі сторінки, список використаних джерел з 67 найменувань на 6 сторінках, 8 додатків на 26 сторінках.
Основний зміст роботи
У вступі обґрунтована актуальність теми, сформульовані мета та задачі дослідження, визначені основні положення, які мають наукове та практичне значення, надана загальна характеристика роботи.
У першому розділі приведений аналіз літератури, яка присвячена проблемі підтримки чистоти робочих та мастильних рідин, розглянуті способи очищення цих рідин. Вказані особливості гідродинамічних очисників і можливі варіанти автономних гідравлічних приводів. Обґрунтована перспективність застосування вихоревої турбіни як приводу фільтроелемента гідродинамічного очисника. Приведена класифікація вихоревих машин та існуючі моделі їх робочих процесів, визначені мета та задачі дослідження.
Очищення паливних, робочих, мастильних та спеціальних рідин – найважливіший шлях підвищення довговічності устаткування, а в деяких випадках – необхідна умова його функціонування. Підвищення в 2 рази крупності частин забруднень при тій же їхній масовій концентрації у РР в 8 разів знижує термін служби поршневих насосів. У той же час для зниження цієї крупності в 2 рази потрібне п'ятикратне збільшення витрат на очищення. За умов високої вихідної забрудненості, витрати для одержання необхідної чистоти РР можуть перевищити вартість самої машини. Тому варто шукати нові схеми очищення, які дозволять очищати від механічних домішок РР будь-якого забруднення без значних додаткових витрат.
У ДГМІ були розроблені принципово нові, так звані гідродинамічні, очисники, котрі відповідають цим вимогам і які знайшли досить широке застосування у промисловості. До таких очисників відносяться роторні гідродинамічні очисники. Їхнє застосування в багатьох випадках стримується неможливістю підведення або застосування стороннього (не за рахунок рідини, яка очищається,) джерела енергії. Як уже відзначалось, аналіз показав, що найбільш раціональне у цих умовах використання вихоревої турбіни як приводу.
Після розгляду класифікації вихоревих машин, їхніх переваг і недоліків, був визначений найбільш раціональний тип ВТ, який відповідає умовам роботи приводу роторного гідродинамічного очисника. Ця ВТ має РК закритого типу з бічним розташуванням каналу круглого перерізу і плоскими радіальними лопатками. Вона складається з РК 1 з радіальними, рівномірно розташованими по окружності лопатками 2. Колесо обертається у корпусі з малими торцевими і периферійним зазорами. Рідина надходить у турбіну через вхідний патрубок 3, і виходить через вихідний патрубок 4. Вхідний і вихідний патрубки розділені спеціальною перемичкою (відсікачем) 5, яка служить ущільненням між напірною і всмоктувальною порожнинами. Для протікання рідини у корпусі турбіни виконаний канал 6.
Рис. 2 – Схема вихоревої турбіни
Відсутність надійних теоретичних методів дослідження потоку у каналах ВТ, а також докладних експериментальних даних про структуру потоку в усіх елементах проточної частини ВТ, змушує використовувати при розробці розрахункових методів для визначення основних гідродинамічних характеристик ВТ різні фізичні моделі вихоревих машин – гіпотези робочого процесу. Відомо декілька таких гіпотез, що умовно можуть бути розділені на два класи: турбулентні і регенеративні. У математичних моделях, заснованих на турбулентній гіпотезі, передбачається неупорядкований процес обміну кінетичною енергією між РК і РР. При цьому заперечується упорядкований характер руху, як у РК, так і у робочому каналі, і визнається лише організований рух рідини в окружному напрямку у робочому каналі. Регенеративна гіпотеза припускає, що основу робочого процесу вихоревої машини складає організована течія потоку з спіралеподібними лініями струму, які захоплюють як РК, так і робочий канал.
Кожна гіпотеза робочого процесу зокрема має свої плюси і мінуси, але жодна з них не здатна в достатній мірі описати всі процеси, котрі протікають у проточній частині ВТ. Практично в них не говориться про наявність у міжлопатковому просторі РК поперечного вихору, а тим більше про те, який вплив він оказує на передачу енергії від потоку РР до РК турбіни.
Дослідженням роторних гідродинамічних очисників присвячені роботи З.Л. Фінкельштейна, В.П. Коваленка, Є.А. Полякова та ін., але в цих роботах не розглядалися процеси систем очисник-привід.
Дослідженням течії турбулентних струменів займався Г.Н. Абрамович, однак його роботи не стосувалися якихось конкретних гідравлічних машин.
Передача енергії поперечними вихрами у вихоревих машинах досліджувалася Г.Т. Березюком, С.С. Руднєвим, О.В. Байбаковим, І.О. Ковальовим, А.О. Євтушенко, В.О. Соляником та ін. Велику роль у розвитку теорії ВТ зіграли роботи С.М. Ванєєва.
У цих роботах, на нашу думку, недостатньо уваги надано впливу в'язкості РР, зменшенню габаритних розмірів і розмірів проточних частин ВТ.
У другому розділі наведені результати теоретичних досліджень малогабаритної ВТ з бічним розташуванням каналу.
Використання теорії турбулентних струменів дозволило зробити подальший розвиток теорії робочого процесу ВТ з бічним розташуванням каналу, який визначає механізм утворення крутного моменту на РК турбіни.
Створенню крутного моменту на РК ВТ сприяють наступні фактори:
– в’язкісно-рідинне тертя, яке виникає між рідиною, яка рухається у каналі, і рідиною, яка знаходиться у міжлопатковому просторі РК. В результаті цього у міжлопатковому просторі РК утворюється поперечний вихор, який взаємодіє з робочою поверхнею лопатки;
– гідродинамічна зміна моменту кількості руху при внутрішній циркуляції рідини з кільцевого каналу у РК і знову в канал (вихоревий рух у меридіональній площині). При цьому рідина входить у РК на більшому радіусі і виходить з нього на меншому.
Принцип дії ВТ полягає у наступному: рідина, яка тече каналом, передає енергію РК, завдяки тому, що її окружна швидкість більша від окружної швидкості колеса. При цьому рідина рухається по складній спіралеподібній траєкторії, яка захоплює як область РК, так і бічний канал, і багаторазово взаємодіє з лопатками РК. Рух її можна подати як накладення трьох обертальних рухів (див. рис. 3). Перший – обертання навколо осі турбіни. Другий – обертання в меридіональному перерізі проточної частини ВТ навколо деякого центра, уздовж лопаток РК (подовжній вихор). Третій – поперечне обертання в меридіональній площині (поперечний вихор), яке виникає в результаті взаємодії потоку рідини, яка рухається у каналі, з рідиною, котра знаходиться у міжлопатковому просторі РК.
Рис. 3 – Схема течії рідини у проточній частині ВТ
Крутний момент, який виникає на РК турбіни, умовно поділений на дві складові: активний і реактивний моменти. Активний момент виникає при різкому гальмуванні потоку рідини в момент входження її в міжлопатковий простір РК. Реактивний момент виникає при подальшому русі рідини в міжлопатковому просторі уздовж лопаток РК турбіни.
Для визначення причини утворення поперечного вихору, його геометричних і кінематичних параметрів, розроблена модель течії рідини в поперечній площині каналу ВТ, яка подана на рис. 4.
Рис. 4 – Схема течії рідини в міжлопатковому просторі колеса ВТ
Потік рідини, який рухається у каналі (див. рис. 4), взаємодіє як з колесом, так і з рідиною, яка знаходиться між лопатками. У результаті взаємодії цій частці рідини передається рух. При цьому швидкість рідини менша від швидкості основного потоку, але більша від швидкості колеса. Це приводить до виникнення додаткової взаємодії рідини з робочою поверхнею лопатки, тобто до появи активної складової крутного моменту. Цю течію можна порівняти з течією у каналі за погано обтічним тілом. Така течія характеризується наявністю циркуляційної зони. Визначення раціонального співвідношення ширини і довжини міжлопаткового простору приведе до зниження втрат і збільшення ефективності роботи турбіни.
Вхідний
потік у перерізі КК` має постійну швидкість 
(див.
рис. 4). На межі взаємодії потоку з рідиною, яка знаходиться у
міжлопатковому просторі, виникає турбулентний прикордонний шар. Зовнішня межа
цього шару позначена лінією 0–1, а внутрішня межа – лінією 0–2. Поле швидкості
в поперечному перерізі складається з ділянок постійної швидкості (
; 
), перехідної зони, тобто
турбулентного прикордонного шару, і двох ділянок, утворених прикордонними
шарами на стінках каналу і колеса, у яких швидкість змінюється від 
або 
до нуля. Через поверхню 0–4
відбувається перетік рідини з області зворотного струму в область прямого
струму, а через поверхню 4-N – у протилежному напрямку. Вище лінії 0–4-N
подовжні складові швидкості потоку у прикордонному шарі позитивні, а нижче її –
негативні. На лінії нульових значень подовжньої швидкості 0–4-N існують
тільки поперечні швидкості. Лінія 0–3-N – межа постійної маси: усі лінії
струму, які лежать нижче межі постійної маси 0–3-N, є замкнутими
кривими, тобто утворюють циркуляційну зону, яка складається з двох ділянок.
Кінцем першої ділянки вважається переріз ММ`, у якому швидкість
циркулюючої рідини в області як прямого, так і зворотного струму, досягає
максимальної величини.
Для визначення першої ділянки циркуляційної зони прийняті наступні допущення:
1. Через великі швидкості течії рідини прикордонний шар на стінках каналу і колеса не враховується.
2. У силу безперервності процесу, статичний тиск на ділянці між двома сусідніми лопатками уздовж осі Y (див. рис. 4) залишається постійним.
3. Профіль швидкості у прикордонному шарі визначається виразом:
, (1)
де 
, (2)
де у1, у2, u1, u2 – значення координат межі 0–1 та 0–2 турбулентного прикордонного шару і величин подовжніх швидкостей на них відповідно; y, u – значення проміжної координати
турбулентного прикордонного шару і величини подовжньої швидкості на ній відповідно.
4. Закон наростання товщини прикордонного шару визначається виразом:
, (3)
де с – «константа турбулентності»; L – абсциса.
Отримано систему рівнянь, за допомогою якої визначаються координати меж турбулентного прикордонного шару:
– рівняння імпульсів для контуру КК'Z':
; (4)
– рівняння витрати для перерізів KK` і ZZ`:
; (5)
– рівняння витрати у циркуляційній зоні:
; (6)
де В-висота лопатки (див. рис. 4); Н – ширина проточної частини (див. рис. 4); у3 і у4 – значення координат лінії 0–3 та лінії 0–4 відповідно.
Рішенням системи трьох рівнянь (4, 5 і 6) є наступні вирази:
– залежність наростання безрозмірної товщини прикордонного шару від величини відношення швидкостей т:
, (7)
де 
; 
;
– залежності безрозмірних координат меж 0–1 та 0–2 від величини т:
, (8)
, (9)
де 
.
За
цими виразами були побудовані залежності безрозмірних координат зовнішньої 0–1
і внутрішньої 0–2 меж турбулентного прикордонного шару (
і 
), а також лінії нульових
значень подовжньої швидкості 0–4 (
).
Після апроксимації значень безрозмірної координати `у4 лінії нульових значень подовжньої швидкості за допомогою полінома Лагранжа був отриманий вираз для знаходження значень цієї координати:
. (10)
Довжина
першої ділянки циркуляційної зони, тобто абсциса 
перерізу
MM`, була визначена декількома способами.
Перший спосіб ґрунтувався на припущенні, що запас енергії у прямому і зворотному струмах циркуляційної зони в перерізі MM` однаковий (через постійність тиску в перерізі MM`, рівність повних енергій зводилася до рівності кінетичних енергій):
, (11)
де 
; 
.
Другий спосіб ґрунтувався на припущенні рівності кількості руху в прямому і зворотному струмах:
, (12)
де 
; 
.
Довжина другої ділянки циркуляційної зони визначалася аналогічно, як це робилося в роботі Г.Н. Абрамовича при течії рідини в каналі за погано обтічним тілом.
Для виконання умови мінімальної втрати
енергії на вихроутворення, відстань між лопатками на колесі повинна
дорівнюватися повній довжині циркуляційної зони: 
–
для РК з прямокутними лопатками; 
– для
РК з напівкруглими лопатками (R – радіус проточної частини). При
збільшенні довжини міжлопаткового каналу виникає вторинна циркуляційна зона, що
різко погіршує енергетичні показники турбіни через збільшення втрат енергії на
створення вторинних вихрів. При зменшенні довжини міжлопаткового каналу зростає
величина крутного моменту, з одночасним збільшенням втрат через стиснення
потоку на вході у колесо.
Для підвищення крутного моменту, а саме
його активної складової, необхідно, щоб відстань між лопатками не перевищувала
довжину першої ділянки циркуляційної зони. Для РК з прямокутними лопатками
довжина першої ділянки циркуляційної зони дорівнює 
,
для РК з напівкруглими лопатками – 
.
Для визначення найбільш раціональної відстані (l) між лопатками та кроку (t) їхнього розміщення на РК турбіни була розглянута взаємодія потоку рідини, яка знаходиться між лініями 0–3 та 0–4, з робочою поверхнею лопатки (див. рис. 4).
Рис. 5 – Розрахункова схема прямокутної лопатки РК
Рис. 6 – Графік залежності безрозмірного коефіцієнта утворення активного моменту на РК з лопатками прямокутної форми
Був введений безрозмірний коефіцієнт, який враховує утворення активного моменту, та отриманий вираз для його знаходження:
, (13)
де 
та
– безрозмірні значення
мінімальної та проміжної відстані між лопатками за умови, що товщина лопаток
дорівнює нулю; 
– безрозмірна
товщина однієї лопатки; n – загальна кількість елементарних площадок, на
які по висоті рівномірно розбита ділянка лопатки, яка обмежена координатою у4
(див. рис. 5); 
– середня
швидкість потоку на кожній елементарній площадці.
Для різних значень були побудовані
залежності, які подані на рис. 6.
Після відповідного перерахування були отримані раціональні значення відстані між лопатками та кроку їхнього розміщення для РК ВТ з напівкруглими лопатками:
для 
Þ 
та
;
для 
Þ 
та
;
для 
Þ 
та
.
Ці значення збігаються з даними, узятими з експериментальної частини роботи та з робіт інших авторів (О.В. Байбакова, С.М. Ванєєва, В.М. Сергєєва).
Для визначення параметрів ВТ була складена розрахункова схема:
– меридіональна витрата РР, яка протікає через лопатеву систему турбіни:
, (14)
де 
– діаметр центра ваги
перерізу каналу (див. рис. 2); D – діаметр меридіонального перерізу
проточної частини каналу (див. рис. 2); z – кількість лопаток на
РК; 
– кут охоплення відсікача;
Q – витрата РР, яка надходить у робочу порожнину ВТ; r2
– радіус виходу РР із каналу, який дорівнює радіусу входу в РК; i – коефіцієнт
швидкості 
;
,
де w2 – кутова швидкість обертання РК; w1 – кутова швидкість обертання РР у каналі турбіни.
– активна та реактивна складові крутного моменту:
; (15)
; (16)
де r1 – радіус входу РР у канал, який дорівнює радіусу виходу із РК.
– корисна потужність турбіни:
; (17)
– втрачена потужність турбіни, без обліку втрат енергії:
; (18)
де
; 
; (19)
– коефіцієнт корисної дії (ККД) робочого процесу ВТ:
. (20)
Після врахування об'ємних, механічних та гідравлічних втрат був побудований графік, який показує структуру втрат та ККД ВТ (див. рис. 7).
Для врахування впливу соплового апарата на роботу ВТ були отримані наступні вирази:
– сила тиску струменя рідини на лопатку РК:
, (21)
де 
–
діаметр вихідного перерізу сопла; s – відстань від зрізу сопла до точки,
яка лежить на середині висоти лопатки РК; aс – кут розміщення сопла.
Рис. 7 – Структура втрат енергії у ВТ: hрп – теоретичний ККД робочого процесу ВТ; hвт – справжнє значення ККД ВТ; 1 – зниження ККД, обумовлене впливом кінцевої кількості лопаток; 2 – зниження ККД, обумовлене гідравлічними втратами; 3 – зниження ККД, обумовлене об'ємними втратами; 4 – зниження ККД, обумовлене механічними втратами.
– момент та корисна потужність, які виникають на РК:
; (22)
. (23)
У третьому розділі надані результати експериментальних досліджень малогабаритної ВТ з бічним розташуванням каналу.
Була спроектована та виготовлена експериментальна модель ВТ з бічним каналом круглого перерізу (рис. 8), виготовлений стенд для її дослідження.
Були побудовані швидкісні і механічні характеристики ВТ, а також в’язкісно-швидкісні залежності.
Після узагальнення і аналізу результатів експерименту були визначені найбільш раціональні геометричні параметри ВТ з сопловим апаратом. У табл. 1 надані геометричні параметри ВТ з сопловим апаратом, які забезпечують найбільш високі енергетичні показники її роботи, а також указана верхня межа значення кінематичної в'язкості РР, до величини якої доцільно експлуатувати ВТ.
При в'язкості РР n = 16,9 мм2/с, для зазначених у табл. 1 параметрів, величина максимального ККД турбіни склала hmax = 15¸18%.
Таблиця 1. Геометричні параметри вихоревої турбіни з сопловим апаратом
|
|
|
aс, град |
|
nmax. доп, мм2/с |
| 0,95¸1,15 | 0,50¸0,89 | 40¸45 | £ 0,5 | £ 20¸25 |
де 
– відносна відстань від вихідного перерізу сопла
до площини, яка проведена через
кромки лопаток РК; 
– відносна площа вихідного перерізу сопла; Fк – площа меридіонального
перерізу РК.
Експериментальні дослідження підтвердили достовірність науково-методичних результатів, отриманих у ході теоретичних досліджень ВТ. При цьому був вивчений вплив геометричних і динамічних параметрів та їх співвідношень на ефективність роботи ВТ з бічним розташуванням каналу круглого перерізу.
Четвертий розділ присвячений розробці методики розрахунку параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу та роторного гідродинамічного очисника.
Використовуючи розроблену методику, були розраховані механічні характеристики гідравлічного приводу на базі ВТ та побудована його універсальна характеристика (рис. 9).
Для порівняння результатів експериментальних і теоретичних досліджень були побудовані моментні характеристики приводу та очисника, які зображені на рис. 10. Перетинання характеристик приводу з характеристикою очисника дозволило визначити справжню швидкість обертання фільтроелемента. Відносна похибка визначення кутової швидкості обертання фільтроелемента очисника теоретичним та експериментальним способами склала не більш 20–25%.
Рис. 9 – Універсальна характеристика приводу вихоревого типу
Рис. 10
– Графік 
Висновки
1. Виконаний аналіз існуючих конструкцій вихоревих машин підтвердив, що найбільш раціональною як привід роторного гідродинамічного очисника є малогабаритна ВТ, яка має РК закритого типу з бічним розташуванням каналу круглого перерізу та плоскими радіальними лопатками. Отриманий привод компактний, простий у виготовленні, має відносно низьку вартість і достатній для роботи ККД.
2. Використання теорії турбулентних струменів дозволило зробити удосконалення теорії робочого процесу ВТ з бічним каналом, яка визначає процес перетворення гідравлічної енергії РР у механічну, котра знімається з вихідного вала турбіни. Крутний момент, який утворюється при цьому на РК, умовно поділений на дві складові: активний і реактивний моменти, що надалі забезпечило можливість створення розрахункової схеми ВТ.
3. Розроблена модель течії рідини у каналі ВТ надала такі можливості: більш детально розглянути процес утворення поперечних вихрів у міжлопатковому просторі РК, вивчити їхній вплив на роботу ВТ; визначити основні параметри циркуляційної зони (повна довжина циркуляційної зони, довжина першої ділянки, положення лінії нульових значень подовжньої швидкості, розподіл швидкостей та інше); теоретичним шляхом визначити раціональний крок розміщення лопаток на РК. Отримані результати можуть бути використані при проектуванні ВТ, а також у галузі насособудування та компресоробудування.
4. Для малогабаритної ВТ з бічним каналом отримані теоретичні залежності, які описують силову взаємодію потоку РР з лопатками РК. Їхнє використання дозволило створити розрахункову схему по визначенню вихідних параметрів ВТ з урахуванням гідравлічних, механічних та об'ємних втрат, а також врахувати вплив соплового апарата на роботу ВТ.
5. Розроблена інженерна методика розрахунку параметрів роторного гідродинамічного очисника з гідравлічним приводом вихоревого типу дозволяє ефективно виконувати увесь цикл проектування (починаючи з визначення геометричних розмірів ВТ і закінчуючи визначенням вихідних параметрів очисника). На основі аналізу експериментальних даних отримані практичні рекомендації, які можуть бути використані при проектуванні ВТ з сопловим апаратом. Вони подані у вигляді діапазону зміни основних геометричних параметрів ВТ і соплового апарата. Визначено верхню межу значення кінематичної в'язкості РР, до якої доцільно експлуатувати ВТ.
6. Проведені експериментальні дослідження роботи гідравлічного приводу вихоревого типу у якості рушія фільтроелемента гідродинамічного очисника підтвердили правильність отриманих науково-методичних результатів. Відносна похибка між теоретичними та експериментальними визначеннями частоти обертання фільтроелемента очисника склала не більш 20–25%.
Список опублікованих праць з теми дисертації
1. Чебан В.Г. О возможности использования вихревых движителей в роторных гидродинамических фильтрах // Сборник научных трудов ДГМИ. – Алчевск: ДГМИ, выпуск 11, 2000. – С. 32–35.
2. Чебан В.Г. Рабочий процесс вихревой турбины // Сборник научных трудов ДГМИ. – Алчевск: ДГМИ, выпуск 12, 2000. – С. 92–97.
3. Чебан В.Г. Влияние поперечных вихрей на работу вихревой турбины // Вісник Сумського державного університету. Серія: Технічні науки (Машинобудування), №9 (30) – 10 (31).-Суми: Вид-цтво СумДУ, 2001.-С. 195–201.
4. Финкельштейн З.Л., Чебан В.Г. Пути совершенствования проектирования вихревых турбин // Технологии в машиностроении: Вестник НТУ «ХПИ». Сборник научных трудов. Выпуск 129, Ч. 1. – Харьков: НТУ «ХПИ», 2001. – С. 105–112.
5. Чебан В.Г. Перспективы использования вихревой турбины и ее основных теоретических положений в горной промышленности // Сборник научных трудов, посвященный 45-летию ДГМИ, «Перспективы развития угольной промышленности в XXI веке».-Алчевск: ДГМИ, 2002.-С. 256–261.
6. Деклар. пат. 50923 А Україна, МКИ F 04 D 5/00. Вихорева турбіна / В.Г. Чебан. – №2001053611; Заявл. 29.05.2001; Опубл. 15.11.2002. Бюл. №11. – 2 с.
Анотація
Чебан В.Г. Малогабаритна вихорева турбіна як привід гідродинамічного очисника в’язких рідин. – Рукопис.
Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук зі спеціальності 05.05.17 – «Гідравлічні машини та гідропневмоагрегати». – Сумський державний університет, Суми, 2004.
Дисертація присвячена питанню створення гідравлічного приводу вихоревого типу для роторного гідродинамічного очисника, який працює у вибухо-вогненебезпечних середовищах та в умовах стиснутого простору. Як привід гідродинамічного очисника вихорева турбіна застосована вперше. Відмітними рисами цієї вихоревої турбіни є: по-перше, малі розміри проточної частини; по-друге, робота на в’язких робочих рідинах.
Теоретичні дослідження довели, що велику роль у робочому процесі вихоревої турбіни мають поперечні вихри. Для визначення причини утворення поперечного вихору та його параметрів розроблена модель течії рідини в поперечній площині каналу вихоревої турбіни. Отримано вираз для визначення раціональної відстані між лопатками на робочому колесі. Побудовано розрахункову схему визначення основних енергетичних характеристик вихоревої турбіни. Визначено структуру втрат енергії. Отримано вираз для визначення впливу соплового апарата на роботу вихоревої турбіни.
Експериментальні дослідження підтвердили достовірність науково-методичних результатів і дозволили розробити практичні рекомендації з проектування вихоревих турбін.
У результаті теоретичних та експериментальних досліджень розроблена методика розрахунку параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу та роторного гідродинамічного очисника, побудовані їхні спільні характеристики.
Ключові слова: вихорева турбіна, робочий процес, методика розрахунку, гідравлічний привод вихоревого типу, гідродинамічний очисник.
Summary
Cheban V.G. The small-sized rotational turbine as a driving of hydrodynamic purifier of thick liquids. – The manuscript.
Thesis on competition of a scientific degree of the candidate of engineering science in speciality 05.05.17 – «Hydraulic machines and hydraulic and pneumatic units». – Sumy State University, Sumy, 2004.
The thesis is dedicated to a question of making of a hydraulic driving of a rotational type for a rotary hydrodynamic purifier working in environments dangerous on detonatings and fires or in conditions of restricted space. As a driving of a hydrodynamic purifier the rotational turbine is applied for the first time. Distinctive features of this rotational turbine are: first, small sizes of a flowing part; secondly, work on a tenacious hydraulic fluid.
The theoretical studies have demonstrated, that the major role in working process of the rotational turbine is played by transversal curls. For determine of the reason of formation of a transversal curl, its arguments the model of current of a fluid in a transversal plain of the channel of the rotational turbine is designed. The equation for determine of rational spacing interval between vanes is obtained. The calculated scheme of determine of the basic energy performances of the rotational turbine is constructed. The structure of power losses is defined. The equation for determine of influencing of the nozzle device is obtained.
The experimental studies have affirmed veracity of scientific-methodical results and have allowed to elaborate the practical recommendations for projection of rotational turbines.
As a result of theoretical and experimental studies the method of calculation of arguments of a hydraulic driving of a rotational type and rotary hydrodynamic purifier is created, their share performances are constructed.
Key words: rotational turbine, working process, method of calculation, hydraulic driving of a rotational type, hydrodynamic purifier.
Аннотация
Чебан В.Г. Малогабаритная вихревая турбина как привод гидродинамического очистителя вязких жидкостей. – Рукопись.
Диссертация на соискание научной степени кандидата технических наук по специальности 05.05.17 – «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты». – Сумской государственный университет, Сумы, 2004.
Диссертация посвящена актуальному вопросу создания гидравлического привода вихревого типа для роторного гидродинамического очистителя, работающего во взрыво – пожароопасных средах и в условиях стесненного пространства. Для этого разработаны соответствующие теоретические основы и методика расчета геометрических параметров и энергетических характеристик гидравлического привода вихревого типа и очистителя в целом.
В качестве привода гидродинамического очистителя вихревая турбина применена впервые. Выбор типа вихревой турбины был произведен из условий обеспечения требуемых показателей работы очистителя, компактности привода, простоты его изготовления и низкой стоимости. Наиболее рациональный тип – вихревая турбина, имеющая рабочее колесо закрытого типа с боковым расположением канала круглого сечения и плоскими радиальными лопатками. Ее отличительными особенностями являются: во-первых, малые размеры проточной части; во-вторых, работа на вязкой рабочей жидкости. Это существенно усложнило условия работы турбины, перераспределило влияние различных факторов на процесс передачи энергии и структуру потерь.
После изучения существующих теорий рабочего процесса вихревых турбин было установлено, что ни одна из них полностью не раскрывает все факторы, влияющие на процесс передачи энергии от потока жидкости к рабочему колесу. Теоретические исследования доказали, что большую роль в рабочем процессе вихревой турбины играют поперечные вихри. Они возникают в межлопаточном пространстве рабочего колеса, вследствие вязкостно-жидкостного трения между потоком жидкости в канале и жидкостью, находящейся в данный момент между лопатками колеса.
Для более полного раскрытия процессов, протекающих в проточной части вихревой турбине, крутящий момент, возникающий на рабочем колесе, условно был поделен на две составляющие: активный и реактивный моменты. Это позволило создать расчетную схему вихревой турбины.
Для определения причины образования поперечного вихря, его геометрических и кинематических параметров разработана модель течения жидкости в поперечной плоскости канала вихревой турбины. Используя теорию турбулентных струй, получены основные зависимости такого течения. Установлено, что для выполнения условия минимальной потери энергии на вихреобразование расстояние между лопатками на колесе должно быть равно полной длине циркуляционной зоны. При увеличении длины межлопаточного канала возникает вторичная циркуляционная зона, что резко ухудшает энергетические показатели турбины из-за увеличения потерь на создание вторичных вихрей. При уменьшении длины межлопаточного канала возрастает величина крутящего момента, с одновременным увеличением потерь из-за стеснения потока на входе в колесо. Для повышения крутящего момента расстояние между лопатками не должно превышать длины первого участка циркуляционной зоны.
Определено рациональное расстояние между лопатками на рабочем колесе для получения максимального значения активного момента. Он возникает в результате взаимодействия поперечных вихрей с рабочей поверхностью лопаток. Для этого был введен безразмерный коэффициент, учитывающий создание активного момента на рабочем колесе, и получено выражение для нахождения его значений.
Создана расчетная схема определения основных энергетических характеристик вихревой турбины с боковым расположением канала. Получена зависимость теоретического КПД рабочего процесса от коэффициента скорости, показывающая насколько рабочий процесс вихревых турбин существенно отличается от рабочего процесса машин динамического принципа действия. Определена структура потерь энергии в вихревой турбине. Установлено, что наибольшее значение имеют потери, обусловленные сопротивлением вращению рабочего колеса турбины в среде вязкой жидкости.
Получено выражение для определения дополнительного крутящего момента на рабочем колесе, возникающего вследствие взаимодействия струи жидкости, вытекающей из сопла, с лопатками рабочего колеса.
Экспериментальные исследования подтвердили достоверность научно-методических результатов, полученных в ходе теоретических исследований. После обработки экспериментальных данных были построены зависимости, определяющие влияние геометрических параметров вихревой турбины и соплового аппарата на энергетические характеристики привода. Даны практические рекомендации по проектированию вихревых турбин. Они представлены в виде таблицы наиболее рациональных геометрических параметров вихревой турбины и соплового аппарата, обеспечивающие эффективную работу привода.
На основе созданной расчетной схемы, а также с учетом существующих методик расчета гидродинамических очистителей разработана методика расчета параметров гидравлического привода вихревого типа и роторного гидродинамического очистителя, построены их совместные характеристики. Основные результаты методики проверены на экспериментальном образце вихревой турбины. Расхождения между теоретическим и экспериментальным способами определения скорости вращения фильтроэлемента гидродинамического очистителя составили не более 20–25%. Результаты проверки позволяют рекомендовать методику к практическому применению.
Результаты исследования могут быть использованы при разработке и изготовлении рабочих колес вихревых машин, центробежных насосов и турбокомпрессоров.
Результаты диссертационной работы внедрены на промышленном предприятии ОАО «Снежнянскхиммаш» (г. Снежное, Украина) и в учебном процессе Донбасского горно-металлургического института.
Ключевые слова: вихревая турбина, рабочий процесс, методика расчета, гидравлический привод вихревого типа, гидродинамический очиститель.