Малогабаритна вихорева турбіна як привід гідродинамічного очисника в’язких рідин

СУМСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
МАЛОГАБАРИТНА ВИХОРЕВА ТУРБІНА ЯКПРИВІД ГІДРОДИНАМІЧНОГО ОЧИСНИКА В’ЯЗКИХ РІДИНСпеціальність– «Гідравлічні машини та гідропневмоагрегати»Автореферат
дисертації наздобуття наукового ступеня
кандидататехнічних наукСуми – 2004

Актуальність теми. Підвищення надійності ідовговічності роботи устаткування, яке використовується у різних галузяхнародного господарства України, прямо залежить від якості застосовуваних уньому робочих та мастильних рідин. Одним з параметрів, які визначаютьпридатність робочих та мастильних рідин до експлуатації, є якісна та кількіснахарактеристики присутніх у них механічних та інших домішок. Серед існуючогообладнання, котре забезпечує ці характеристики рідин на достатньому рівні прироботі устаткування, найбільш перспективним є роторний гідродинамічний очисникрідин, в якому для цього використовується безперервне обертання йогофільтроелемента, що у свою чергу потребує наявності двигуна. У той же час існуєнеобхідність у створенні автономного очисника, у якому обертанняфільтроелемента здійснювалося б рідиною, яка підлягає очищенню. Наприклад, дляроботи в умовах вибухо – вогненебезпечних середовищ, стиснутого простору та ін.
Спроби використання для цих цілей об'ємнихгідромоторів 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 устворенні малогабаритного гідравлічного приводу вихоревого типу і в розробціметодів розрахунку спільної характеристики очисника і привода, які бзабезпечили використання енергії рідини та необхідний рівень її очищення.
Зв'язок роботи з науковими програмами,планами і темами.Дисертаційнаробота виконана відповідно до наукових програм кафедри «Гірнича енергомеханіката обладнання» Донбаського гірничо-металургійного інституту (ДГМІ) і «Галузевоїнауково-дослідної лабораторії мастильних та робочих рідин» при ДГМІ. Наведені удисертації результати є складовою частиною науково-дослідної роботи (НДР) «Розробкатеорії автономного саморегенерованого очищення з використанням гідродинамічнихпроцесів для розподілу двофазних рідин», де автор був відповідальнимвиконавцем.
Мета і задачі дослідження. Метою роботи є обґрунтуванняможливості використання малогабаритної вихоревої турбіни з бічним розташуваннямканалу як привід роторного гідродинамічного очисника в’язких рідин за рахунокрозробки відповідних теоретичних основ і методики розрахунку геометричних тагідродинамічних параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу.
Для реалізації поставленої метидослідження необхідно вирішити наступні задачі:
– обґрунтувати найбільш раціональнийтип ВТ, що відповідає умовам роботи приводу роторного гідродинамічногоочисника;
– розвинутитеорію робочого процесу ВТ;
– розробити модель течії робочоїрідини (РР) у каналі ВТ;
– визначити параметри силовоївзаємодії потоку РР з лопатками робочого колеса (РК) ВТ;
– розробити практичні рекомендації таінженерну методику розрахунку раціональних параметрів гідравлічного приводувихоревого типу і роторного гідродинамічного очисника при вхідних параметрахостаннього;
– перевірити отриманінауково-методичні результати шляхом проведення експериментальних дослідженьроботи гідравлічного приводу вихоревого типу.
Об'єктомдослідження є робочий процес ВТ з бічним розташуванням каналу.
Предметомдослідження є потік РР, який рухається в каналі ВТ та його силовавзаємодія з РК.
Методидосліджень. Поставлені задачі дослідження вирішувались шляхомматематичного і фізичного моделювання робочого процесу ВТ з бічнимрозташуванням каналу. При теоретичних дослідженнях течії РР використовувалисяосновні положення і методи гідромеханіки, а саме: теорія турбулентних струменівта теорія лопатевих машин. Адекватність отриманих результатів оцінюваласяпорівнянням з експериментальними даними. Експериментальні дослідженняпроводилися з урахуванням теорії планування експерименту і математичноїстатистики шляхом стендових випробувань натурного зразка у «Галузевійнауково-дослідній лабораторії мастильних та робочих рідин» при ДГМІ.
Науковановизна отриманих результатів полягає в наступному:
– розвинена теорія робочого процесуВТ з бічним розташуванням каналу; уперше для ВТ крутний момент, який виникає наРК, умовно поділений на дві складові: активний і реактивний моменти, щодозволило теоретичним шляхом визначити вихідні параметри турбіни;
– розробленамодель течії РР у каналі ВТ, яка відрізняється від існуючих тим, що у її основупокладена теорія турбулентних струменів. Це дозволило уперше визначити причинуутворення та параметри поперечних вихрів у міжлопатковому просторі РК, їхнійвплив на роботу ВТ. Уперше введений коефіцієнт утворення активного моменту наРК ВТ за допомогою якого можна визначати раціональне значення кроку розміщеннялопаток на РК турбіни;
– уперше визначені параметри силовоївзаємодії потоку РР, який рухається у кільцевому каналі, з лопатками РК, щодозволило теоретичним шляхом побудувати механічну характеристику ВТ;
– уперше вирішена комплексна задачаспільного використання гідравлічного приводу вихрового типу і роторногогідродинамічного очисника.
Обґрунтованістьі достовірність наукових положень, висновків і рекомендацій, сформульованих удисертації, підтверджується результатами відомих і власних експериментальнихдосліджень. Достовірність отриманих експериментальних результатів обумовленазастосуванням сучасних засобів виміру, методів експериментальних досліджень інаукового аналізу експериментальних даних, достатністю матеріалу, отриманогопри проведенні стендових випробувань, застосуванням апробованих методіврозрахунку (метод найменших квадратів), задовільною похибкою виміру величин.
Науковезначення роботи полягає у тому, що отримані результати теоретичних іекспериментальних досліджень дозволяють розвинути теорію робочого процесу ВТ збічним розташуванням каналу на основі теорії турбулентних струменів, що даєможливість створити більш повне уявлення про процеси, які протікають усерединітурбіни і в результаті яких відбувається передача енергії від рідини до РК, таописати їх теоретичним шляхом.
Практичнезначення одержаних результатів полягає в наступному:
– отримані методичні рекомендаціїщодо вибору основних геометричних параметрів ВТ з бічним розташуванням каналу;
– розроблена інженерна методикарозрахунку раціональних параметрів гідравлічного приводу вихоревого типу іроторного гідродинамічного очисника при вхідних параметрах останнього.
Результати дослідження можуть бутивикористані при розробці та виготовленні РК вихоревих машин, відцентровихнасосів і турбокомпресорів.
Результати дисертаційної роботивпроваджені 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 увівпоняття коефіцієнта створення активного моменту на РК ВТ, одержав вираз длязнаходження значень цього коефіцієнта в залежності від параметрів потоку РР ігеометричних розмірів РК, визначив раціональне значення кроку розміщеннялопаток на ньому.
Усі результати отримані під безпосереднімкерівництвом наукового керівника, який спланував основні етапи роботи авторанад дисертацією.
Апробація результатів дисертації. Основні положення дисертаціїдоповідалися та обговорювалися на науково-технічних конференціяхпрофесорсько-педагогічного складу ДГМІ (м. Алчевськ, 2001–2003 р.); на VIМіжнародній конференції «Гідроаеромеханіка в інженерній практиці» (м. Харків, 2001 р.);на науково-практичній конференції, присвяченій 45-річчю ДГМІ «Перспективирозвитку 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 Міжнароднійнауково-технічній конференції «Удосконалювання турбоустановок методамиматематичного і фізичного моделювання» (м. Харків, 2003 р.).
Публікації. За матеріалами дисертації опублікованоп’ять статей [1–5] у спеціалізованих виданнях,затверджених переліком ВАК України, отриманий деклараційний патент 50923АУкраїни [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, зяких 13 займають 6 окремих сторінок, 8 таблиць, з яких 1 займає 2 окремісторінки, список використаних джерел з 67 найменувань на 6 сторінках, 8додатків на 26 сторінках.
Основний зміст роботи
Увступі обґрунтована актуальність теми, сформульовані мета та задачідослідження, визначені основні положення, які мають наукове та практичнезначення, надана загальна характеристика роботи.
Упершому розділі приведений аналіз літератури, яка присвячена проблеміпідтримки чистоти робочих та мастильних рідин, розглянуті способи очищення цихрідин. Вказані особливості гідродинамічних очисників і можливі варіантиавтономних гідравлічних приводів. Обґрунтована перспективність застосуваннявихоревої турбіни як приводу фільтроелемента гідродинамічного очисника.Приведена класифікація вихоревих машин та існуючі моделі їх робочих процесів,визначені мета та задачі дослідження.
Очищенняпаливних, робочих, мастильних та спеціальних рідин – найважливіший шляхпідвищення довговічності устаткування, а в деяких випадках – необхідна умовайого функціонування. Підвищення в 2 рази крупності частин забруднень при тій жеїхній масовій концентрації у РР в 8 разів знижує термін служби поршневихнасосів. У той же час для зниження цієї крупності в 2 рази потрібне п'ятикратнезбільшення витрат на очищення. За умов високої вихідної забрудненості, витратидля одержання необхідної чистоти РР можуть перевищити вартість самої машини.Тому варто шукати нові схеми очищення, які дозволять очищати від механічних домішокРР будь-якого забруднення без значних додаткових витрат.
У ДГМІ були розроблені принципово нові,так звані гідродинамічні, очисники, котрі відповідають цим вимогам і якізнайшли досить широке застосування у промисловості. До таких очисниківвідносяться роторні гідродинамічні очисники. Їхнє застосування в багатьохвипадках стримується неможливістю підведення або застосування стороннього (неза рахунок рідини, яка очищається,) джерела енергії. Як уже відзначалось,аналіз показав, що найбільш раціональне у цих умовах використання вихоревоїтурбіни як приводу.
Після розгляду класифікації вихоревихмашин, їхніх переваг і недоліків, був визначений найбільш раціональний тип ВТ,який відповідає умовам роботи приводу роторного гідродинамічного очисника. ЦяВТ має РК закритого типу з бічним розташуванням каналу круглого перерізу іплоскими радіальними лопатками. Вона складається з РК 1 з радіальними,рівномірно розташованими по окружності лопатками 2. Колесо обертається укорпусі з малими торцевими і периферійним зазорами. Рідина надходить у турбіну черезвхідний патрубок 3, і виходить через вихідний патрубок 4. Вхідний і вихіднийпатрубки розділені спеціальною перемичкою (відсікачем) 5, яка служитьущільненням між напірною і всмоктувальною порожнинами. Для протікання рідини укорпусі турбіни виконаний канал 6.
/>
Рис. 2– Схема вихоревої турбіни
Відсутність надійних теоретичних методівдослідження потоку у каналах ВТ, а також докладних експериментальних даних проструктуру потоку в усіх елементах проточної частини ВТ, змушує використовуватипри розробці розрахункових методів для визначення основних гідродинамічниххарактеристик ВТ різні фізичні моделі вихоревих машин – гіпотези робочогопроцесу. Відомо декілька таких гіпотез, що умовно можуть бути розділені на двакласи: турбулентні і регенеративні. У математичних моделях, заснованих натурбулентній гіпотезі, передбачається неупорядкований процес обміну кінетичноюенергією між РК і РР. При цьому заперечується упорядкований характер руху, як уРК, так і у робочому каналі, і визнається лише організований рух рідини вокружному напрямку у робочому каналі. Регенеративна гіпотеза припускає, щооснову робочого процесу вихоревої машини складає організована течія потоку зспіралеподібними лініями струму, які захоплюють як РК, так і робочий канал.
Кожна гіпотеза робочого процесу зокремамає свої плюси і мінуси, але жодна з них не здатна в достатній мірі описати всіпроцеси, котрі протікають у проточній частині ВТ. Практично в них не говоритьсяпро наявність у міжлопатковому просторі РК поперечного вихору, а тим більше проте, який вплив він оказує на передачу енергії від потоку РР до РК турбіни.
Дослідженням роторних гідродинамічнихочисників присвячені роботи З.Л. Фінкельштейна, В.П. Коваленка, Є.А. Поляковата ін., але в цих роботах не розглядалися процеси систем очисник-привід.
Дослідженням течії турбулентнихструменів займався Г.Н. Абрамович, однак його роботи не стосувалисяякихось конкретних гідравлічних машин.
Передача енергії поперечнимивихрами 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 урозвитку теорії ВТ зіграли роботи С.М. Ванєєва.
У цих роботах, на нашу думку,недостатньо уваги надано впливу в'язкості РР, зменшенню габаритних розмірів ірозмірів проточних частин ВТ.
Удругому розділі наведені результати теоретичних дослідженьмалогабаритної ВТ з бічним розташуванням каналу.
Використання теорії турбулентних струменівдозволило зробити подальший розвиток теорії робочого процесу ВТ з бічнимрозташуванням каналу, який визначає механізм утворення крутного моменту на РКтурбіни.
Створенню крутного моменту на РК ВТ сприяютьнаступні фактори:
– в’язкісно-рідиннетертя, яке виникає між рідиною, яка рухається у каналі, і рідиною, яказнаходиться у міжлопатковому просторі РК. В результаті цього у міжлопатковомупросторі РК утворюється поперечний вихор, який взаємодіє з робочою поверхнеюлопатки;
– гідродинамічна зміна моментукількості руху при внутрішній циркуляції рідини з кільцевого каналу у РК ізнову в канал (вихоревий рух у меридіональній площині). При цьому рідинавходить у РК на більшому радіусі і виходить з нього на меншому.
Принципдії ВТ полягає у наступному: рідина, яка тече каналом, передає енергію РК,завдяки тому, що її окружна швидкість більша від окружної швидкості колеса. Прицьому рідина рухається по складній спіралеподібній траєкторії, яка захоплює якобласть РК, так і бічний канал, і багаторазово взаємодіє з лопатками РК. Рух їїможна подати як накладення трьох обертальних рухів (див. рис. 3). Перший –обертання навколо осі турбіни. Другий – обертання в меридіональному перерізіпроточної частини ВТ навколо деякого центра, уздовж лопаток РК (подовжнійвихор). Третій – поперечне обертання в меридіональній площині (поперечнийвихор), яке виникає в результаті взаємодії потоку рідини, яка рухається уканалі, з рідиною, котра знаходиться у міжлопатковому просторі РК.
/>
Рис. 3 – Схема течії рідини упроточній частині ВТ

Крутний момент, який виникає на РКтурбіни, умовно поділений на дві складові: активний і реактивний моменти.Активний момент виникає при різкому гальмуванні потоку рідини в моментвходження її в міжлопатковий простір РК. Реактивний момент виникає приподальшому русі рідини в міжлопатковому просторі уздовж лопаток РК турбіни.
Для визначення причини утворенняпоперечного вихору, його геометричних і кінематичних параметрів, розробленамодель течії рідини в поперечній площині каналу ВТ, яка подана на рис. 4.
/>
Рис. 4 – Схема течії рідини в міжлопатковому просторіколеса ВТ
Потік рідини, який рухається у каналі(див. рис. 4), взаємодіє як з колесом, так і з рідиною, яка знаходитьсяміж лопатками. У результаті взаємодії цій частці рідини передається рух. Прицьому швидкість рідини менша від швидкості основного потоку, але більша відшвидкості колеса. Це приводить до виникнення додаткової взаємодії рідини зробочою поверхнею лопатки, тобто до появи активної складової крутного моменту.Цю течію можна порівняти з течією у каналі за погано обтічним тілом. Така течіяхарактеризується наявністю циркуляційної зони. Визначення раціональногоспіввідношення ширини і довжини міжлопаткового простору приведе до зниженнявтрат і збільшення ефективності роботи турбіни.
Вхіднийпотік у перерізі КК` має постійну швидкість /> (див.рис. 4). На межі взаємодії потоку з рідиною, яка знаходиться уміжлопатковому просторі, виникає турбулентний прикордонний шар. Зовнішня межацього шару позначена лінією 0–1, а внутрішня межа – лінією 0–2. Поле швидкостів поперечному перерізі складається з ділянок постійної швидкості (/>; />), перехідної зони, тобтотурбулентного прикордонного шару, і двох ділянок, утворених прикордоннимишарами на стінках каналу і колеса, у яких швидкість змінюється від /> або /> до нуля. Через поверхню 0–4відбувається перетік рідини з області зворотного струму в область прямогоструму, а через поверхню 4-N – у протилежному напрямку. Вище лінії 0–4-Nподовжні складові швидкості потоку у прикордонному шарі позитивні, а нижче її –негативні. На лінії нульових значень подовжньої швидкості 0–4-N існуютьтільки поперечні швидкості. Лінія 0–3-N – межа постійної маси: усі лініїструму, які лежать нижче межі постійної маси 0–3-N, є замкнутимикривими, тобто утворюють циркуляційну зону, яка складається з двох ділянок.Кінцем першої ділянки вважається переріз ММ`, у якому швидкістьциркулюючої рідини в області як прямого, так і зворотного струму, досягаємаксимальної величини.
Для визначення першої ділянкициркуляційної зони прийняті наступні допущення:
1.Через великі швидкості течії рідини прикордонний шар на стінках каналу і колесане 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 шарівизначається виразом:
/>, (1)
де />, (2)

де у1, у2,u1, u2 – значення координат межі 0–1 та 0–2турбулентного прикордонного шару і величин подовжніх швидкостей на них відповідно;y, u – значення проміжної координати
турбулентного прикордонного шару івеличини подовжньої швидкості на ній відповідно.
4. Закон наростання товщиниприкордонного шару визначається виразом:
/>, (3)
де с– «константа турбулентності»; L – абсциса.
Отримано систему рівнянь, за допомогоюякої визначаються координати меж турбулентного прикордонного шару:
– рівнянняімпульсів для контуру КК'Z':
/>; (4)
– рівняннявитрати для перерізів KK` і ZZ`:
/>; (5)
– рівняннявитрати у циркуляційній зоні:
/>; (6)
де В-висоталопатки (див. рис. 4); Н – ширина проточної частини (див. рис. 4);у3 і у4 – значення координат лінії 0–3 талінії 0–4 відповідно.
Рішенням системи трьох рівнянь (4, 5 і 6)є наступні вирази:
– залежністьнаростання безрозмірної товщини прикордонного шару від величини відношенняшвидкостей т:
/>, (7)
де />; />;
– залежностібезрозмірних координат меж 0–1 та 0–2 від величини т:
/>, (8)
/>, (9)
де />.
Зацими виразами були побудовані залежності безрозмірних координат зовнішньої 0–1і внутрішньої 0–2 меж турбулентного прикордонного шару (/> і />), а також лінії нульовихзначень подовжньої швидкості 0–4 (/>).
Післяапроксимації значень безрозмірної координати `у4 лінії нульовихзначень подовжньої швидкості за допомогою полінома Лагранжа був отриманий вираздля знаходження значень цієї координати:
/>. (10)
Довжинапершої ділянки циркуляційної зони, тобто абсциса /> перерізуMM`, була визначена декількома способами.
Першийспосіб ґрунтувався на припущенні, що запас енергії у прямому і зворотномуструмах циркуляційної зони в перерізі MM` однаковий (через постійністьтиску в перерізі MM`, рівність повних енергій зводилася до рівностікінетичних енергій):
/>, (11)
де />; />.
Другий спосіб ґрунтувався на припущеннірівності кількості руху в прямому і зворотному струмах:
/>, (12)
де />; />.
Довжина другої ділянки циркуляційної зонивизначалася аналогічно, як це робилося в роботі Г.Н. Абрамовича при течіїрідини в каналі за погано обтічним тілом.
Для виконання умови мінімальної втратиенергії на вихроутворення, відстань між лопатками на колесі повиннадорівнюватися повній довжині циркуляційної зони: /> –для РК з прямокутними лопатками; /> – дляРК з напівкруглими лопатками (R – радіус проточної частини). Призбільшенні довжини міжлопаткового каналу виникає вторинна циркуляційна зона, щорізко погіршує енергетичні показники турбіни через збільшення втрат енергії настворення вторинних вихрів. При зменшенні довжини міжлопаткового каналу зростаєвеличина крутного моменту, з одночасним збільшенням втрат через стисненняпотоку на вході у колесо.
Для підвищення крутного моменту, а самейого активної складової, необхідно, щоб відстань між лопатками не перевищуваладовжину першої ділянки циркуляційної зони. Для РК з прямокутними лопаткамидовжина першої ділянки циркуляційної зони дорівнює />,для РК з напівкруглими лопатками – />.
Для визначення найбільш раціональноївідстані (l) між лопатками та кроку (t) їхнього розміщення на РК турбінибула розглянута взаємодія потоку рідини, яка знаходиться між лініями 0–3 та 0–4,з робочою поверхнею лопатки (див. рис. 4).
/>
Рис. 5 – Розрахункова схема прямокутноїлопатки РК
/>
Рис. 6 – Графік залежностібезрозмірного коефіцієнта утворення активного моменту на РК з лопаткамипрямокутної форми

Був введений безрозмірний коефіцієнт, якийвраховує утворення активного моменту, та отриманий вираз для його знаходження:
/>/>, (13)
де /> та/> – безрозмірні значеннямінімальної та проміжної відстані між лопатками за умови, що товщина лопатокдорівнює нулю; /> – безрозмірнатовщина однієї лопатки; n – загальна кількість елементарних площадок, наякі по висоті рівномірно розбита ділянка лопатки, яка обмежена координатою у4(див. рис. 5); /> – середняшвидкість потоку на кожній елементарній площадці.
Для різних значень /> були побудованізалежності, які подані на рис. 6.
Після відповідного перерахування булиотримані раціональні значення відстані між лопатками та кроку їхнього розміщеннядля РК ВТ з напівкруглими лопатками:
для /> Þ /> та/>;
для /> Þ /> та/>;
для /> Þ /> та/>.
Цізначення збігаються з даними, узятими з експериментальної частини роботи та зробіт інших авторів (О.В. Байбакова, С.М. Ванєєва, В.М. Сергєєва).
Длявизначення параметрів ВТ була складена розрахункова схема:
– меридіональнавитрата РР, яка протікає через лопатеву систему турбіни:
/>, (14)

де /> – діаметр центра вагиперерізу каналу (див. рис. 2); D – діаметр меридіонального перерізупроточної частини каналу (див. рис. 2); z – кількість лопаток наРК; /> – 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 – коефіцієнтшвидкості />;
/>,
де w2 – кутовашвидкість обертання РК; w1 – кутовашвидкість обертання РР у каналі турбіни.
– активната реактивна складові крутного моменту:
/>; (15)
/>; (16)
де r1– радіус входу РР у канал, який дорівнює радіусу виходу із РК.
– корисна потужність турбіни:
/>; (17)
– втрачена потужністьтурбіни, без обліку втрат енергії:
/>; (18)
де
/>; />; (19)

– коефіцієнт корисної дії(ККД) робочого процесу ВТ:
/>. (20)
Після врахування об'ємних, механічних тагідравлічних втрат був побудований графік, який показує структуру втрат та ККД ВТ(див. рис. 7).
Для врахування впливу соплового апарата нароботу ВТ були отримані наступні вирази:
– сила тиску струменя рідини налопатку 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 уВТ: 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'ємнимивтратами; 4 – зниження ККД, обумовлене механічними втратами.

– момент та корисна потужність, яківиникають на РК:
/>; (22)
/>. (23)
 
Утретьому розділі надані результати експериментальних дослідженьмалогабаритної ВТ з бічним розташуванням каналу.
Була спроектована та виготовлена експериментальна модельВТ з бічним каналом круглого перерізу (рис. 8), виготовлений стенд для їїдослідження.
Були побудовані швидкісні і механічніхарактеристики ВТ, а також в’язкісно-швидкісні залежності.
Після узагальнення іаналізу результатів експерименту були визначені найбільш раціональнігеометричні параметри ВТ з сопловим апаратом. У табл. 1 надані геометричніпараметри ВТ з сопловим апаратом, які забезпечують найбільш високі енергетичніпоказники її роботи, а також указана верхня межа значення кінематичноїв'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 зсопловим 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 сопладо площини, яка проведена черезкромки лопаток РК; /> – відносна площа вихідного перерізу сопла; Fк – площа меридіональногоперерізу РК.
Експериментальні дослідження підтвердили достовірністьнауково-методичних результатів, отриманих у ході теоретичних досліджень ВТ. Прицьому був вивчений вплив геометричних і динамічних параметрів та їхспіввідношень на ефективність роботи ВТ з бічним розташуванням каналу круглогоперерізу.
Четвертийрозділ присвячений розробці методики розрахунку параметрів гідравлічногоприводу вихоревого типу та роторного гідродинамічного очисника.
Використовуючи розроблену методику, булирозраховані механічні характеристики гідравлічного приводу на базі ВТ тапобудована його універсальна характеристика (рис. 9).
Для порівняння результатівекспериментальних і теоретичних досліджень були побудовані моментніхарактеристики приводу та очисника, які зображені на рис. 10. Перетинанняхарактеристик приводу з характеристикою очисника дозволило визначити справжнюшвидкість обертання фільтроелемента. Відносна похибка визначення кутовоїшвидкості обертання фільтроелемента очисника теоретичним та експериментальнимспособами склала не більш 20–25%.
/>
Рис. 9– Універсальна характеристика приводу вихоревого типу

/>
Рис. 10– Графік />
Висновки
1. Виконаний аналіз існуючих конструкційвихоревих машин підтвердив, що найбільш раціональною як привід роторногогідродинамічного очисника є малогабаритна ВТ, яка має РК закритого типу збічним розташуванням каналу круглого перерізу та плоскими радіальнимилопатками. Отриманий привод компактний, простий у виготовленні, має відноснонизьку вартість і достатній для роботи ККД.
2.Використання теорії турбулентних струменів дозволило зробити удосконаленнятеорії робочого процесу ВТ з бічним каналом, яка визначає процес перетвореннягідравлічної енергії РР у механічну, котра знімається з вихідного вала турбіни.Крутний момент, який утворюється при цьому на РК, умовно поділений на двіскладові: активний і реактивний моменти, що надалі забезпечило можливістьстворення розрахункової схеми ВТ.
3. Розроблена модель течії рідини у каналіВТ надала такі можливості: більш детально розглянути процес утворенняпоперечних вихрів у міжлопатковому просторі РК, вивчити їхній вплив на роботуВТ; визначити основні параметри циркуляційної зони (повна довжина циркуляційноїзони, довжина першої ділянки, положення лінії нульових значень подовжньоїшвидкості, розподіл швидкостей та інше); теоретичним шляхом визначитираціональний крок розміщення лопаток на РК. Отримані результати можуть бутивикористані при проектуванні ВТ, а також у галузі насособудування такомпресоробудування.
4. Для малогабаритної ВТ з бічним каналомотримані теоретичні залежності, які описують силову взаємодію потоку РР злопатками РК. Їхнє використання дозволило створити розрахункову схему повизначенню вихідних параметрів ВТ з урахуванням гідравлічних, механічних таоб'ємних втрат, а також врахувати вплив соплового апарата на роботу ВТ.
5. Розроблена інженерна методика розрахункупараметрів роторного гідродинамічного очисника з гідравлічним приводомвихоревого типу дозволяє ефективно виконувати увесь цикл проектування(починаючи з визначення геометричних розмірів ВТ і закінчуючи визначеннямвихідних параметрів очисника). На основі аналізу експериментальних данихотримані практичні рекомендації, які можуть бути використані при проектуванніВТ з сопловим апаратом. Вони подані у вигляді діапазону зміни основнихгеометричних параметрів ВТ і соплового апарата. Визначено верхню межу значеннякінематичної в'язкості РР, до якої доцільно експлуатувати ВТ.
6. Проведеніекспериментальні дослідження роботи гідравлічного приводу вихоревого типу уякості рушія фільтроелемента гідродинамічного очисника підтвердили правильністьотриманих науково-методичних результатів. Відносна похибка між теоретичними таекспериментальними визначеннями частоти обертання фільтроелемента очисникасклала не більш 20–25%.
Списокопублікованих праць з теми дисертації
1. Чебан В.Г. Овозможности использования вихревых движителей в роторных гидродинамическихфильтрах // Сборник научных трудов ДГМИ. – Алчевск: ДГМИ, выпуск 11,2000. – С. 32–35.
2. Чебан В.Г. Рабочий процессвихревой турбины // Сборник научных трудов ДГМИ. – Алчевск:ДГМИ, выпуск 12, 2000. – С. 92–97.
3. Чебан В.Г. Влияниепоперечных вихрей на работу вихревой турбины // Вісник Сумського державногоуніверситету. Серія: Технічні науки (Машинобудування), №9 (30) – 10 (31).-Суми: Вид-цтво СумДУ,2001.-С. 195–201.
4. Финкельштейн З.Л., Чебан В.Г. Путисовершенствования проектирования вихревых турбин // Технологии вмашиностроении: Вестник НТУ «ХПИ». Сборник научных трудов. Выпуск 129, Ч. 1.– Харьков: НТУ «ХПИ», 2001. – С. 105–112.
5. Чебан В.Г. Перспективыиспользования вихревой турбины и ее основных теоретических положений в горнойпромышленности // Сборник научных трудов, посвященный 45-летию ДГМИ, «Перспективыразвития угольной промышленности в XXI веке».-Алчевск: ДГМИ, 2002.-С. 256–261.
6. Деклар. пат. 50923 АУкраїна, 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. Малогабаритнавихорева турбіна як привід гідродинамічного очисника в’язких рідин. – Рукопис.
Дисертаціяна здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук зі спеціальності05.05.17 – «Гідравлічні машини та гідропневмоагрегати». – Сумський державнийуніверситет, Суми, 2004.
Дисертаціяприсвячена питанню створення гідравлічного приводу вихоревого типу дляроторного гідродинамічного очисника, який працює у вибухо-вогненебезпечнихсередовищах та в умовах стиснутого простору. Як привід гідродинамічногоочисника вихорева турбіна застосована вперше. Відмітними рисами цієї вихоревоїтурбіни є: по-перше, малі розміри проточної частини; по-друге, робота нав’язких робочих рідинах.
Теоретичнідослідження довели, що велику роль у робочому процесі вихоревої турбіни маютьпоперечні вихри. Для визначення причини утворення поперечного вихору та йогопараметрів розроблена модель течії рідини в поперечній площині каналу вихоревоїтурбіни. Отримано вираз для визначення раціональної відстані між лопатками наробочому колесі. Побудовано розрахункову схему визначення основних енергетичниххарактеристик вихоревої турбіни. Визначено структуру втрат енергії. Отримановираз для визначення впливу соплового апарата на роботу вихоревої турбіни.
Експериментальнідослідження підтвердили достовірність науково-методичних результатів ідозволили розробити практичні рекомендації з проектування вихоревих турбін.
У результаті теоретичних таекспериментальних досліджень розроблена методика розрахунку параметрівгідравлічного приводу вихоревого типу та роторного гідродинамічного очисника,побудовані їхні спільні характеристики.
Ключовіслова: вихорева турбіна, робочий процес, методика розрахунку,гідравлічний привод вихоревого типу, гідродинамічний очисник.
Summary
Cheban V.G. The small-sized rotationalturbine as a driving of hydrodynamic purifier of thick liquids. – Themanuscript.
Thesis on competition of a scientific degree of thecandidate of engineering science in speciality 05.05.17 – «Hydraulic machinesand hydraulic and pneumatic units». – Sumy State University, Sumy, 2004.
The thesis is dedicated to a question ofmaking of a hydraulic driving of a rotational type for a rotary hydrodynamicpurifier working in environments dangerous on detonatings and fires or inconditions of restricted space. As a driving of a hydrodynamic purifier therotational turbine is applied for the first time. Distinctive features of thisrotational turbine are: first, small sizes of a flowing part; secondly, work ona tenacious hydraulic fluid.
The theoretical studies have demonstrated,that the major role in working process of the rotational turbine is played bytransversal curls. For determine of the reason of formation of a transversalcurl, its arguments the model of current of a fluid in a transversal plain ofthe channel of the rotational turbine is designed. The equation for determineof rational spacing interval between vanes is obtained. The calculated schemeof determine of the basic energy performances of the rotational turbine isconstructed. The structure of power losses is defined. The equation fordetermine of influencing of the nozzle device is obtained.
The experimental studies have affirmed veracity ofscientific-methodical results and have allowed to elaborate the practicalrecommendations for projection of rotational turbines.
As a result of theoretical andexperimental studies the method of calculation of arguments of a hydraulicdriving of a rotational type and rotary hydrodynamic purifier is created, theirshare performances are constructed.
Key words: rotational turbine,working process, method of calculation, hydraulic driving of a rotational type,hydrodynamic purifier.
Аннотация
Чебан В.Г. Малогабаритнаявихревая турбина как привод гидродинамического очистителя вязких жидкостей. –Рукопись.
Диссертацияна соискание научной степени кандидата технических наук по специальности05.05.17 – «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты». – Сумскойгосударственный университет, Сумы, 2004.
Диссертацияпосвящена актуальному вопросу создания гидравлического привода вихревого типадля роторного гидродинамического очистителя, работающего во взрыво – пожароопасныхсредах и в условиях стесненного пространства. Для этого разработанысоответствующие теоретические основы и методика расчета геометрическихпараметров и энергетических характеристик гидравлического привода вихревоготипа и очистителя в целом.
В качествепривода гидродинамического очистителя вихревая турбина применена впервые. Выбортипа вихревой турбины был произведен из условий обеспечения требуемыхпоказателей работы очистителя, компактности привода, простоты его изготовленияи низкой стоимости. Наиболее рациональный тип – вихревая турбина, имеющаярабочее колесо закрытого типа с боковым расположением канала круглого сечения иплоскими радиальными лопатками. Ее отличительными особенностями являются:во-первых, малые размеры проточной части; во-вторых, работа на вязкой рабочейжидкости. Это существенно усложнило условия работы турбины, перераспределиловлияние различных факторов на процесс передачи энергии и структуру потерь.
Послеизучения существующих теорий рабочего процесса вихревых турбин было установлено,что ни одна из них полностью не раскрывает все факторы, влияющие на процесспередачи энергии от потока жидкости к рабочему колесу. Теоретическиеисследования доказали, что большую роль в рабочем процессе вихревой турбиныиграют поперечные вихри. Они возникают в межлопаточном пространстве рабочегоколеса, вследствие вязкостно-жидкостного трения между потоком жидкости в каналеи жидкостью, находящейся в данный момент между лопатками колеса.
Для болееполного раскрытия процессов, протекающих в проточной части вихревой турбине,крутящий момент, возникающий на рабочем колесе, условно был поделен на двесоставляющие: активный и реактивный моменты. Это позволило создать расчетнуюсхему вихревой турбины.
Дляопределения причины образования поперечного вихря, его геометрических икинематических параметров разработана модель течения жидкости в поперечнойплоскости канала вихревой турбины. Используя теорию турбулентных струй,получены основные зависимости такого течения. Установлено, что для выполненияусловия минимальной потери энергии на вихреобразование расстояние междулопатками на колесе должно быть равно полной длине циркуляционной зоны. Приувеличении длины межлопаточного канала возникает вторичная циркуляционная зона,что резко ухудшает энергетические показатели турбины из-за увеличения потерь насоздание вторичных вихрей. При уменьшении длины межлопаточного каналавозрастает величина крутящего момента, с одновременным увеличением потерь из-застеснения потока на входе в колесо. Для повышения крутящего момента расстояниемежду лопатками не должно превышать длины первого участка циркуляционной зоны.
Определенорациональное расстояние между лопатками на рабочем колесе для получениямаксимального значения активного момента. Он возникает в результате взаимодействияпоперечных вихрей с рабочей поверхностью лопаток. Для этого был введенбезразмерный коэффициент, учитывающий создание активного момента на рабочемколесе, и получено выражение для нахождения его значений.
Созданарасчетная схема определения основных энергетических характеристик вихревойтурбины с боковым расположением канала. Получена зависимость теоретического КПДрабочего процесса от коэффициента скорости, показывающая насколько рабочийпроцесс вихревых турбин существенно отличается от рабочего процесса машиндинамического принципа действия. Определена структура потерь энергии в вихревойтурбине. Установлено, что наибольшее значение имеют потери, обусловленныесопротивлением вращению рабочего колеса турбины в среде вязкой жидкости.
Полученовыражение для определения дополнительного крутящего момента на рабочем колесе,возникающего вследствие взаимодействия струи жидкости, вытекающей из сопла, слопатками рабочего колеса.
Экспериментальныеисследования подтвердили достоверность научно-методических результатов,полученных в ходе теоретических исследований. После обработки экспериментальныхданных были построены зависимости, определяющие влияние геометрическихпараметров вихревой турбины и соплового аппарата на энергетическиехарактеристики привода. Даны практические рекомендации по проектированиювихревых турбин. Они представлены в виде таблицы наиболее рациональныхгеометрических параметров вихревой турбины и соплового аппарата, обеспечивающиеэффективную работу привода.
На основесозданной расчетной схемы, а также с учетом существующих методик расчетагидродинамических очистителей разработана методика расчета параметровгидравлического привода вихревого типа и роторного гидродинамическогоочистителя, построены их совместные характеристики. Основные результатыметодики проверены на экспериментальном образце вихревой турбины. Расхождениямежду теоретическим и экспериментальным способами определения скорости вращенияфильтроэлемента гидродинамического очистителя составили не более 20–25%.Результаты проверки позволяют рекомендовать методику к практическомуприменению.
Результаты исследования могут быть использованы приразработке и изготовлении рабочих колес вихревых машин, центробежных насосов итурбокомпрессоров.
Результаты диссертационной работы внедрены на промышленномпредприятии ОАО «Снежнянскхиммаш» (г. Снежное, Украина) и в учебномпроцессе Донбасского горно-металлургического института.
Ключевыеслова: вихреваятурбина, рабочий процесс, методика расчета, гидравлический привод вихревоготипа, гидродинамический очиститель.