Реферат: Тепловые двигатели и нагнетатели

Тепловые двигатели и нагнетатели Машины и аппараты для перемещения жидкостей и газов Основные обозначения
А — работа за цикл, Дж

а — опытная константа, коэффициент

а* — критическая скорость (местная скорость звука), м/с

b, c — коэффициенты

b — ширина проточной части колеса, м

с — удельная массовая теплоемкость потока, Дж/(кг · К)

D — диаметр колеса, диаметр патрубка, м

d — диаметр поперечного сечения потока, м

dс — диаметр поперечного сечения на выходе из диффузора, м

f — площадь поперечного сечения потока, м2

^ G — массовый расход, кг/с

g — ускорение свободного падения, м/с2

Н — напор насоса, м

K — эмпирический коэффициент

k — показатель адиабаты, коэффициент

^ L — приведенная длина транспортирования, ход поршня, м

lc — расстояние от входного сечения сопла до входного сечения камеры смешения, м

lc1 — длина свободной струи, м

lc2 — длина входного участка камеры смешения, на которой диаметр струи меняется от d4 до d2, м

lд — длина диффузора, м

lк — длина камеры смешения, м

m — показатель политропы

N — мощность, Вт

n — отношение площади сечения камеры смешения к площади сечения, занимаемой инжектируемым потоком на входе в камеру смешения; частота вращения рабочего колеса, с–1

ns — коэффициент быстроходности

Р — сила, Н

р — абсолютное статическое давление потока, Па

q — относительная массовая скорость (отношение массовой скорости ρw адиабатно движущегося потока в данном сечении к массовой скорости этого потока ρ* × а* в критическом сечении)

Q — объемный расход среды, м3/с

^ R — газовая постоянная, Дж/(кг · К)

S — площадь поперечного сечения цилиндра, м2

s — сопротивление циркуляционной системы, Па · с2/м6; удельная энтропия потока в заторможенном состоянии, кДж/(кг · К)

^ Т — температура потока, К

Тос — температура рабочего тела в состоянии равновесия с окружающей средой, К

u — коэффициент инжекции; вектор абсолютной скорости частицы (элемента) жидкости, м/с

uк — кавитационный коэффициент инжекции

uо, uос — объемные коэффициенты инжекции по паровоздушной смеси и сухому воздуху соответственно

^ Vc — объемная подача струйного насоса, м3/с

v — средняя скорость потока, м/с

w — скорость потока, м/с

z — высота расположения центров сечений, м

a — угол раскрытия диффузора; отношение коэффициентов инжекции по жидкости и твердому телу; угол между вектором абсолютной скорости и касательной к окружности колеса, град

b — угол между образующей входного участка камеры смешения и осью эжектора, град; угол между касательными к лопатке и к окружности колеса, град

d — размер частиц, толщина лопатки, м

Dр — перепад давлений среды, Па

Dрк — перепад давлений инжектируемой среды на входном участке камеры смешения, характеризующий снижение статического давления инжектируемого потока, Па

h — коэффициент полезного действия (КПД)

Q — отношение температур инжектируемого и рабочего потоков

l — коэффициент подачи; приведенная скорость (отношение скорости газа при его адиабатном течении w к критической скорости а*)

m — массовая расходная концентрация дисперсной фазы, кг/кг

П — относительное давление в потоке

r — плотность потока, кг/м3

u — удельный объем потока, м3/кг

j1, j2, j3, j4 — эмпирические коэффициенты

y — коэффициент, зависящий от шероховатости поверхности проточной части колеса

w — угловая частота вращения колеса, с–1
^ Подстрочные индексы
* — параметры потока в критическом сечении (сечение *–*)

0 — параметры потока в заторможенном состоянии

1 — окружность входа на лопатку колеса; параметры рабочего потока на выходе из сопла (сечение 1–1)

2 — окружность выхода с лопатки колеса; параметры рабочего и инжектируемого потоков на входе в камеру смешения (сечение 2–2)

3 — параметры сжатого (смешанного) потока на выходе из камеры смешения (сечение 3–3)

R — радиальный

s — параметры рабочего и инжектируемого потоков в произвольном сечении камеры смешения

ад — адиабатный

в — параметры воздуха; всасывание

г — газ; гидравлический

ж — жидкость

из — изотермический

мех — механический

н — нагнетание, параметры инжектируемого потока

нп — параметры насыщенного пара

об — объемный

опт — оптимальный

от — относительный

п, пол — полезная

пв — параметры паровоздушной среды

пер — переносный

пр — параметры предельного режима

р — параметры рабочего потока

рн — параметры рабочего потока на входе в камеру смешения

с — параметры сжатого (смешанного) потока

т — параметры инжектируемого твердого тела; теоретический

ц — циркуляции

эф — эффективная


^ 1. Общие сведения о машинах для подачи жидкостей и газов Основные определения и классификация устройств для подачи жидкостей и газов
Насос — устройство (гидравлическая машина или аппарат) для напорного перемещения (всасывания и нагнетания) главным образом капельной жидкости в результате сообщения ей механической энергии (потенциальной и кинетической). ГОСТ 17398–72 определяет насос как машину для создания потока жидкой среды. Устройства для безнапорного перемещения жидкости насосами обычно не называют и относят к водоподъемным машинам.

^ Компрессорная машина — это машина, предназначенная для подачи газовых сред путем сообщения им механической энергии. В зависимости от степени сжатия t (т. е. отношения давления на выходе к давлению на входе) лопастных компрессорных машин различают вентиляторы (t  1,15), газодувки (1,15 £  t  £  3) и компрессоры (t     3). Вследствие малого изменения давления вентиляторами термодинамического изменения газа почти не происходит. Это дает основание рассматривать теорию лопастных насосов и вентиляторов рассматривать слитно, как теорию машин для подачи несжимаемой среды.

Гидравлические машины для подачи жидкостей и газов в целом часто называют также нагнетателями.

Названия большинства устройств, применяемых для всасывания и нагнетания жидкостей, состоят из слова «насос» и соответствующего определения, характеризующего, как правило, либо принцип его действия (например, центробежный, электромагнитный), либо особенности конструкции (горизонтальный, зубчатый, шиберный), либо подаваемую среду (например, конденсатный, грунтовой). Иногда определительное слово фиксирует назначение или область применения насоса (например, лабораторный, дозировочный), тип привода (с паровым приводом, с электроприводом), а также автора конструкции (например, насос Гемфри) или название фирмы (насос СИХИ — по первым буквам слов Simen Hinsch; насос Фарко — по имени владельца завода). Некоторые из рассматриваемых устройств получили особые названия, например: газлифт, одна из конструкций которого называется маммут-насос, или насос Маммута; вытеснители, к которым относится монжус, называемый также насосом Монтежю, или пневматический насос; гидроэлеватор, инжектор и эжектор, являющиеся разновидностями струйного насоса.

Устройства для напорного перемещения жидкостей разделяют на виды и разновидности по различным признакам, например по принципу действия и конструкции. Насосы можно также условно разделить на насосы-машины, приводимые в действие от двигателей, и насосы-аппараты, которые действуют за счет иных источников энергии и не имеют движущихся рабочих органов. ГОСТ 17389–72 подразделяет насосы на два основных класса: динамические и объемные.

Компрессорные машины также подразделяют на динамические и объемные.

В динамических машинах передача энергии потоку происходит под влиянием сил, действующих на жидкость (газ) в рабочих полостях, постоянно соединенных с входом и выходом насоса (компрессорной машины). Доля кинетической энергии в общем приращении энергии достаточно велика вследствие больших скоростей жидкости (газа) на выходе из машины.

Работа объемных машин выполняется путем всасывания и вытеснения жидких или газовых сред за счет циклического изменения объема в рабочих полостях (цилиндрах, корпусах специальных форм) при движении рабочих органов (поршней, диафрагм, пластин, зубцов и т. д.). Простейший пример — поршневой насос одностороннего действия. Периодичность движения поршня обусловливает неравномерность подачи и возникновения инерционных сил. Поэтому привод таких машин имеет низкую частоту вращения. Эти обстоятельства вызвали появление объемных насосов вращательного типа, называемых роторными: шестеренных, пластинчатых и винтовых.

Классификация насосов по энергетическому и конструктивным признакам представлена на рис. 1.1, аналогичная классификация компрессорных машин — на рис. 1.2.

Динамические машины представлены в современной промышленности четырьмя основными конструктивными группами: центробежными, диагональными и осевыми насосами (рис. 1.3), вентиляторами и компрессорами и вихревыми насосами. Машины первых двух групп являются лопастными, третья группа относится к машинам трения.

Лопастные насосы также подразделяются по конструкции отвода — устройства для частичного преобразования кинетической энергии жидкости в потенциальную энергию давления (со спиральным, кольцевым или лопаточным отводом), по числу потоков внутри рабочего колеса (рис. 1.4), по числу ступеней рабочих колес в насосе — одноступенчатый, многоступенчатый (одностороннее или симметричное расположение колес на одном валу с последовательным прохождением потока) и по числу потоков — однопоточные и многопоточные (с параллельным прохождением потока через колеса, расположенные на одном валу). По расположению оси вращения вала насосы подразделяются на вертикальные, горизонтальные, с наклонной осью.

В осевых и диагональных насосах лопасти на рабочем колесе могут быть жестко закрепленными во втулке или с поворотными (регулируемыми), с электрическим, гидравлическим или электрогидравлическим приводом их разворота.

По способу герметизации насосы можно разделить на две группы: с уплотнением вала (обычно сальниковым или торцевым, для крупных насосов — щелевым) и герметичные (с экранированным электродвигателем, ротор и статор которого разделены тонкой цилиндрической гильзой из магнитопроницаемой стали).



Рис. 1.1. Основная классификация насосов



Рис. 1.2. Основная классификация компрессорных машин



Рис. 1.3. Классификация лопастных насосов
по направлению потока жидкости на выходе из рабочего колеса:
а) центробежный; б) диагональный; в) осевой



Рис. 1.4. Классификация центробежных насосов по потокам внутри рабочего колеса:
а) одностороннего входа;
б) двустороннего входа

Классификация насосов по назначению не может быть строгой, т. к. одни и те же насосы применяются в энергетике, водоснабжении, в химическом производстве и т. д. Например, в теплоэнергетике все центробежные насосы разделяют на следующие группы: 1) насосы для чистой воды; 2) конденсатные (для удаления конденсата с температурой до 393 К); 3) питательные (для подачи горячей воды в паровые котлы); 4) насосы для кислых сред (из нержавеющих сталей); 5) насосы для подачи смесей жидкостей и твердых частиц, в том числе песковые, шламовые (грязевые), земляные (землесосы) (для снижения износа проточная часть насосов выполнена из конструкционных или твердых белых чугунов).

Особо следует отметить химические насосы (тип Х). Конструктивно они выполнены практически одинаково и различаются в основном материалом деталей проточной части в зависимости от качества перекачиваемой среды и условий эксплуатации. Химические насосы выпускаются различных типоразмеров (Х, АХ, ХБ, ХВС, ХГ, ХМ, АХП, ХО, ХП, ТХ, ТХИ) в горизонтальном и вертикальном исполнении.
^ Основные параметры гидравлических машин для подачи жидкостей и газов
Основными параметрами гидравлических машин для подачи жидкостей и газов (нагнетателей) являются подача, напор (или развиваемое давление), потребляемая мощность и КПД.

^ Подача (производительность) — количество (объем или масса) жидкости (газа), подаваемое машиной в сеть в единицу времени. Соответственно различают производительность объемную Q, м3/с, и массовую G, кг/с.

В расчетах принято приводить объемную подачу компрессоров к условиям всасывания (для вакуум-насосов — к условиям на линии нагнетания) или к нормальным условиям, т. е. к давлению 100 кПа и температуре 293 К.

Напор насоса (м) — это удельная механическая энергия, сообщаемая насосом жидкости в единицу времени:

, (1.1)

где ^ Е — полная механическая энергия, сообщаемая жидкости за время t, Дж; m — масса жидкости, протекающей через насос за время t, кг; g — ускорение свободного падения, м/с2.

Согласно ГОСТ 17398–72, давление, развиваемое насосом (Па), определено зависимостью

, (1.2)

где рв, рн — соответственно давления на входе в насос (во всасывающем патрубке) и на выходе из него (в нагнетательном патрубке), Па; r — плотность жидкости, кг/м3; zв, zн — высоты расположения центров входного и выходного сечений насоса, м; vв, vн — средние скорости потока на входе и выходе, м/с.

Связь между давлением, развиваемым насосом, и напором, представляется соотношением:

, (1.3)

откуда следует выражение для напора, развиваемого насосом:

. (1.4)

Выражение (1.4) имеет четкий энергетический смысл: первое слагаемое характеризует приращение удельной потенциальной энергии давления, приобретаемой жидкостью в насосе, второе — приращение удельной потенциальной энергии положения, третье — приращение ее удельной кинетической энергии. Сумма первых двух слагаемых характеризует развиваемое насосом увеличение статического напора, третье слагаемое — увеличение скоростного напора.

Из выражения (1.4) вытекает, что напор измеряется в метрах столба перекачиваемой жидкости. Не следует воспринимать напор насоса как геометрическую высоту столба жидкости, на которую насос может поднять жидкость. Соотношение (1.4), помимо изменения потенциальной энергии, обусловленной подъемом жидкости на высоту (zн — zв), содержит еще и приращение потенциальной энергии давления , а также приращение кинетической энергии .

^ Полезная мощность (мощность, сообщаемая насосом жидкости либо вентилятором газу) при известных производительности и напоре определяется из выражения

Nп =  gQH (1.5)

и может интерпретироваться как работа, затраченная на подъем на высоту ^ Н жидкости весом rgQDt, отнесенная к промежутку времени Dt.

Эффективная (затрачиваемая) мощность Nэф — это мощность, потребляемая насосом (вентилятором) при перекачивании жидкости (газа) от механического привода, т. е. она может быть измерена на приводном валу насоса. Схема преобразования мощности Nэл, потребляемой электроприводом, сначала в эффективную мощность Nэф, а затем в полезную Nп представлена на рис. 1.5.



Рис. 1.5. Схема трансформации мощности при работе нагнетателя от электропривода

Коэффициент полезного действия (КПД) насоса (вентилятора)

(1.6)

может быть представлен в виде

h = h г ×  h об ×  h мех, (1.7)

где hг — гидравлический КПД, учитывает потери энергии, обусловленные гидравлическими сопротивлениями внутри насоса (в клапанах и патрубках поршневых насосов, в проточных каналах лопастных насосов и т. п.), т. е. связан со снижением H; hоб — объемный КПД, учитывает потери энергии, вызванные внутренними и внешними утечками жидкости (между всасывающим и нагнетательным патрубками, через уплотнения вала), т. е. обусловлен снижением Q; hмех — механический КПД, учитывает прочие потери энергии в насосе (на трение в подшипниках, уплотнениях, трение поршня о цилиндр в поршневом насосе, диссипацию энергии в жидкости между диском колеса центробежного насоса и его корпусом и т. п.).

^ Всасывающая способность обусловлена явлением кавитации и характеризуется максимально допустимой высотой установки насоса над уровнем жидкости в емкости, из которой она всасывается (при данном давлении в емкости и температуре жидкости).
^ Подача и напор объемных и динамических машин. Области применения насосов и компрессоров
Подача и напор нагнетателей определяются, с одной стороны, их конструкцией и скоростями движения рабочих органов, с другой — характеристикой сети, к которой подключен нагнетатель (рис. 1.9).

Поршневые и роторные машины конструктивно приспособлены для создания высоких напоров при относительно небольших подачах. Лопастные машины перекрывают область значительных подач при широком диапазоне развиваемых напоров, причем для центробежных машин характерны большие напоры, для диагональных — умеренные, для осевых — малые напоры и наибольшие подачи. Вихревые машины занимают промежуточную область между центробежными и поршневыми.

Представление о подачах и напорах насосов общепромышленного назначения разных типов, где в качестве перекачиваемой жидкости принята вода, можно получить по рис. 1.6. Отдельные уникальные конструкции насосов могут иметь параметры, выходящие за пределы этого графика. Однако в целом нетрудно проследить выполнение закона сохранения энергии: при перекачивании одной и той же жидкости при постоянной полезной мощности согласно формуле (1.5) с ростом производительности напор уменьшается, и наоборот. Области применения компрессоров различных типов показаны на рис. 1.7.



Рис. 1.6. Примерные графики подач и напоров насосов различных типов для перекачивания воды:
I — поршневые; II — центробежные; III — осевые



Рис. 1.7. Области применения различных типов компрессоров по производительности и давлению:
I — поршневые; II — центробежные;
III — винтовые; IV — ротационные

Наибольшее распространение в промышленности получили центробежные нагнетатели. Центробежные насосы могут создавать напор до 3500 м и подачу — 100 000 м3/ч в одном агрегате; подача центробежных вентиляторов достигает 1 000 000 м3/ч в одном агрегате.

Центробежные насосы используются в теплоэнергетических установках для питания котлов, подачи конденсата и сетевой воды, а также для подачи умеренно вязких жидкостей в химической и нефтехимической промышленности. В конденсационных установках мощных паровых турбин применяют осевые насосы. Струйные насосы используют для удаления воздуха из конденсаторов паровых турбин, а также в качестве эжекторов и инжекторов.

Вихревые насосы применяют для подачи кислот, щелочей и других химически агрессивных сред, где при малых подачах необходимы высокие напоры, а также для перекачивания сжиженного газа. Разработаны конструкции дисковых насосов, обладающих высокими антикавитационными качествами.

Поршневые насосы применяются для питания паровых котлоагрегатов малой паропроизводительности и в качестве дозаторов реагентов. Роторные нагнетатели чаще всего применяются в системах смазки (шестеренные насосы).

Осевые вентиляторы используются в установках местного проветривания, в градирнях и т. п. Прямоточные центробежные (радиальные) вентиляторы используют в установках с ограниченными размерами. Смерчевые вентиляторы целесообразно применять для перемещения среды, которую нельзя подвергать механическому повреждению, а также для пневматического транспортирования материалов, вызывающих большой износ лопаток и дисков рабочих колес. Дисковые вентиляторы благодаря их малошумности устанавливают в местных кондиционерах для вентиляции помещений. Диаметральные вентиляторы широко используют в системах вентиляции и кондиционирования воздуха, в электротермическом оборудовании, в бытовых установках.

Центробежные компрессоры являются основным видом компрессорных машин в химическом и металлургическом производствах. Поршневые компрессоры служат для снабжения сжатым воздухом пневмоинструмента, а на тепловых электростанциях — для сдува золы и сажи с поверхностей котельных агрегатов. Роторные компрессорные машины особенно часто используются в качестве газодувок и вакуум-насосов.
^ Работа насоса, подключенного к сети
Для определения фактических напора и производительности, при которых работает насос, нужно знать параметры сети, к которой он подключен (рис. 1.8).



Рис. 1.8. Насос, включенный в сеть:
1 — сеть; 2 — насос

Понятие характеристики сети введено ранее. В случае турбулентного режима течения жидкости в трубах характеристика сети близка к квадратичной, где Н0 — статический напор, т. е. в координатах H—Q характеристика сети имеет вид параболы (рис. 1.9).



Рис. 1.9. График совместной работы насоса и сети:
1 — характеристика сети; 2 — характеристика насоса

Уравнение характеристики сети позволяет при заданных параметрах сети найти напор насоса Н для обеспечения заданного расхода Q, а значит — подобрать насос.

Точка пересечения характеристики сети и характеристики насоса (т.очка ^ А на рис. 1.9) является рабочей точкой, соответствующие ей подача QA и напор HA  — это самопроизвольно устанавливающиеся параметры системы насос—сеть. Очевидно, что при выборе насоса в точке пересечения характеристик должны выполняться условия QA > Qр и HA > Hр, где Qр и Hр — требуемые рабочие параметры сети. Способы регулирования производительности насосов описаны ниже (см.: Регулирование подачи центробежных нагнетателей).


^ 2. Насосы Центробежные насосы
Общие закономерности работы центробежных насосов

Центробежный насос состоит из корпуса, в котором вращается рабочее колесо с лопатками. Под действием возникающего центробежного поля жидкость отбрасывается от центра к периферии, так что вблизи оси насоса возникает разрежение, а на периферии давление возрастает. Схема рабочего колеса показана на рис. 2.1 (см. также рис. 2.3). На рис. 2.2 изображены планы скоростей жидкости для идеального центробежного насоса. На рис. 2.1 и 2.2 приняты следующие обозначения: индекс «1» соответствует точке входа на лопатку колеса, индекс «2» — точке выхода с лопатки; D — диаметр входа на лопатку (выхода с лопатки); b — ширина проточной части колеса; d — толщина лопатки; n — частота вращения рабочего колеса; u — вектор абсолютной скорости частицы (элемента) жидкости; uот — вектор относительной скорости элемента жидкости (по отношению к лопатке); uпер — вектор переносной скорости колеса (т. е. окружная скорость колеса); uR — радиальная составляющая вектора абсолютной скорости элемента жидкости. Углы между касательными к лопатке и к окружности колеса: на входе b1, на выходе — b2. Углы между вектором абсолютной скорости u и касательной к окружности колеса: на входе — a1, на выходе — a2.



Рис. 2.1. Рабочее колесо центробежного насоса



Рис. 2.2. Планы скоростей:
а) при входе жидкости в колесо;
б) при выходе жидкости из колеса

При отсутствии специальных направляющих аппаратов подкрутка жидкости перед ее входом на лопатки рабочего колеса невелика, при этом скорость u1 направлена радиально, т. е. a1 = 90, u1 = u1R. Для достижения безударного входа жидкости на лопатки при заданной оптимальной подаче при конструировании центробежного насоса выбирают соответствующий угол b1.

При бесконечно большом количестве лопаток с бесконечно малой толщиной теоретический напор насоса (формула Эйлера)

. (2.1)

Если подкрутка отсутствует (a1 = 90), то cos(a1) = 0; тогда, используя выражение для подачи

Qт = D2b2u2R, (2.2)

теоретический напор можно выразить в виде

. (2.3)

Действительный напор насоса меньше теоретического по следующим причинам: реальные лопатки имеют конечную толщину и их количество ограниченно, поэтому в межлопастных каналах колеса возникает циркуляция жидкости, план скоростей искажается; при течении жидкости в насосе (в межлопаточных каналах, при входе жидкости на лопатки, в улитке, во всасывающем и нагнетательном патрубках) неизбежны гидравлические потери. Первый фактор учитывают при помощи коэффициента циркуляции

, (2.4)

где — коэффициент, зависящий от шероховатости поверхности проточной части колеса (принимают y   = 0,9¸ 1,1).

Второй фактор характеризуется гидравлическим КПД — hг, который для современных гидравлических машин колеблется в пределах 0,80–0,96.

^ Действительный напор насоса можно рассчитать по формуле

Н = Нт h г kц. (2.5)

Действительная подача реального насоса с учетом толщины лопаток

Q = Qт h об k2, (2.6)

где hоб — объемный КПД насоса; k2 — коэффициент, учитывающий стеснение проточной части насоса лопатками: k2 = .

Отношение статического напора к полному для идеального насоса с безударным входом на лопатки (при оптимальном угле b1)

, (2.7)

причем при b2 = 90. В реальных насосах для достижения высокого КПД угол b2 выбирают в диапазоне 15–35 (лопатки загнуты назад), при этом снижается скоростной напор, а значит, и гидравлические потери внутри насоса; помимо этого, соблюдение условия b2 < 90 позволяет избежать возникновения кавитации в зоне А (рис. 2.3). В ряде конструкций центробежных вентиляторов для достижения высоких скоростных напоров лопатки выполняют загнутыми вперед, т. е. b2 > 90, что приводит, однако, к снижению КПД.

^ Подводы и отводы центробежных машин

Центробежные машины содержат помимо корпуса и рабочего колеса, закрепленного на валу привода, еще два конструктивных элемента: подводы и отводы (рис. 2.3).

Подводом называют часть проточной полости машины, подводящую перемещаемую среду к входному отверстию рабочего колеса. Подвод правильной конструкции для сохранения высокого гидравлического КПД машины должен давать равномерное, осесимметричное распределение потока по входному сечению рабочего колеса. Потери в подводе должны быть минимальными, для этого скорости в его сечениях не должны быть высокими. Поэтому диаметр подводящего патрубка центробежных насосов обычно больше диаметра нагнетательного патрубка, а сам подвод выполняют либо спиральным (при поперечном потоке), либо в виде прямолинейного конфузора (при осевом потоке) — рис. 2.3.



Рис. 2.3. Схема центробежной машины:
1 — подвод конфузорного типа; 2 — рабочее колесо;
3 — спиральный отвод; 4 — приводной вал;
А — зона возможной кавитации

Отводом называют часть проточной полости машины, принимающую перемещаемую среду из рабочего колеса и частично преобразующую кинетическую энергию этой среды в потенциальную.

Известны три типа отводов: кольцевой (цилиндрическое пространство постоянной ширины, охватывающее рабочее колесо), спиральный (представляет собой комбинацию криволинейного диффузора с кольцевым отводом — рис. 2.3) и лопаточный (обычно используется в многоступенчатых машинах и представляет собой систему нескольких диффузорных каналов,
окружающих рабочее колесо — рис. 2.4).



Рис. 2.4. Лопаточный отвод центробежной машины

Подобие центробежных насосов. Коэффициент быстроходности

Движение жидкостей (газов) в проточной полости машин весьма сложно и не поддается точному теоретическому описанию. Поэтому для определения (или уточнения) характеристик гидравлических машин промышленных размеров нередко используют метод физического моделирования, т. е. по результатам испытаний модели (лабораторного образца либо действующей промышленной машины) рассчитывают характеристики аналогичных машин с другими размерами, частотой вращения и т. д. при соблюдении законов подобия между ними.

Основное уравнение реального центробежного насоса (2.5) можно выразить в безразмерном виде

, (2.8)

где — безразмерный напор насоса; — безразмерная производительность насоса; — геометрический симплекс.

Для выполнения условий гидродинамического подобия необходимо, чтобы рабочие колеса подобных центробежных насосов удовлетворяли требованиям:

- геометрического подобия, т. е. = const, b2 = const, k2 = const;

- кинематического подобия, т. е. должны быть подобны поля скоростей и hоб = const, kц = const;

- динамического подобия, т. е. должны быть одинаковыми режимы течения жидкости в проточной части подобных насосов: hг = const.

Из этих условий следует, что подобные насосы обладают тождественными характеристиками, если их представить в безразмерном виде (2.8). Ряд подобных насосов можно охарактеризовать числом подобия — соотношением оптимального напора Hопт и оптимальной подачи Qопт, соответствующих оптимальному режиму работы, при котором наблюдается безударный вход жидкости на лопатки колеса, а значит, и максимальный КПД. В практике насосостроения в качестве такого числа подобия принят коэффициент быстроходности

, (2.9)

где n — частота вращения рабочего колеса, с–1.

Коэффициентом быстроходности данной машины (насоса, компрессора, вентилятора) называют число, равное частоте вращения рабочего колеса машины, геометрически подобной данной, но имеющей подачу 0,075 м3/с и напор 1 м в режиме максимального КПД.

Значения коэффициента быстроходности для различных типов насосов следующие:

Центробежные

40–300

Диагональные

300–600

Осевые

600–1200

Таким образом, по мере увеличения ns производительность насосов увеличивается, а напор снижается.

Коэффициент быстроходности практически однозначно связан с геометрическими размерами рабочего колеса (см. рис. 2.1):

ns

60

100

180



3

2

1,5



0,05

0,1

0,2

^ Пересчет характеристик центробежных машин при изменении частоты вращения

Пусть известны параметры HI, QI, NэфI насоса (вентилятора) при частоте вращения nI. Требуется получить эти параметры при частоте вращения nII. При удовлетворении условия гидродинамического подобия течения жидкости в проточной части насоса, т. е. h  = const, получены формулы пропорциональности

, (2.10)

(2.11)

Очевидно, что эти формулы справедливы лишь в узком диапазоне изменения n, т. к. с изменением частоты вращения изменяется скорость течения жидкости в насосе, а значит, и число Рейнольдса, т. е. нарушается условие гидродинамического подобия. На практике формулами (2.11) пользуются в области .

Уравнение

. (2.12)

называют параболой подобных режимов (рис. 2.9), т. к. она характеризует зависимость H от Q с изменением частоты вращения n при условии постоянства  .

Компенсация осевых усилий в центробежных насосах

Осевые силы возникают в центробежных машинах как результат неодинакового распределения давлений, действующих на рабочие колеса с передней (обращенной к всасывающему патрубку) и задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает и в результате динамического действия потока, входящего в рабочие колеса. В крупных многоступенчатых центробежных насосах осевые силы могут достигать нескольких тонн, приводя к преждевременному износу подшипников и уплотнений; в компрессорных машинах в силу малой плотности газа эти силы не столь значительны.



Рис. 2.5. Распределение осевых давлений по наружным поверхностям колеса
центробежной машины:
^ 1 — уплотнение колеса; 2, 3 — зазоры

Пусть у входа в рабочее колесо давление равно р1(рис. 2.5). При наличии уплотнения 1 на входном диаметре колеса конечное давление р2 распространяется через зазоры 2 и 3 между колесом и корпусом насоса. В полости закрытого рабочего колеса между входными и выходными кромками лопаток (т. е. на радиусе от R1 до R2) осевые силы полностью уравновешены. Действительное осевое давление в любой точке наружной поверхности колеса определяется давлением р2 (на радиусе R2) и центробежным давлением, обусловленным вращением жидкости в зазорах 2 и 3. В передней же стороне на радиусе Rу действует постоянное давление р1. Вследствие этой асимметрии и возникает осевая сила Рр(рис. 2.5). В силу малости зазоров 2 и 3 средняя угловая скорость жидкости в них вдвое меньше скорости колеса на данном радиусе, что позволило получить формулу для осевой силы:

 (2.13)

где w — угловая скорость вращения колеса, с–1; w  = 2p n.

Сила, обусловленная динамическим давлением входящего потока на колесо:

. (2.14)

Суммарная осевая сила, действующая на одно рабочее колесо центробежной машины:

Рос = Рр – Рд. (6.3.2.15)

Как видно из формулы (2.13), при данных размерах колеса и частоте вращения осевая сила тем выше, чем больше давление р2. Поэтому при дросселировании, когда р2 возрастает, осевая сила также растет.

Компенсация осевой силы происходит благодаря следующим конструктивным решениям:

- применению рабочего колеса с двусторонним входом либо с двусторонним симметричным входом (для многоступенчатых машин);

- использованию переточных отверстий и ложной ступицы;

- выполнению импеллера на задней стороне рабочего колеса;

- в многоступенчатых насосах — установке разгрузочного диска (гидравлической пяты).

Рабочее колесо с двусторонним входом (рис. 2.6, а) не передает осевой силы на вал в силу своей симметрии; колеса такого типа широко используются в одноступенчатых центробежных насосах. При использовании переточных отверстий 2 (либо специальной соединительной трубки) и ложной ступицы 3 (рис. 2.6, б) диаметр последней выполняют таким же, как и диаметр уплотнения 1 рабочего колеса. Благодаря переточным отверстиям давления по обе стороны колеса на радиусе Rу выравниваются и сила Рр исчезает. Динамическое усилие Рд невелико и может восприниматься подшипником. Этот способ уравновешивания удобен и прост и поэтому широко распространен. Его недостатком является некоторое понижение объемного КПД за счет дополнительного перетекания через отверстия.



Рис. 2.6. Способы компенсации осевой силы в центробежных насосах:
а) колесо с двусторонним входом жидкости;
б) колесо с переточными отверстиями и ложной ступицей;
в) колесо с импеллером;
г) эпюра давлений для колеса с импеллером
^ 1 — уплотнение колеса; 2 — ложная ступица;
3 — переточные отверстия; 4 — лопасти импеллера

Импеллер, состоящий из радиальных лопаток 4 на задней стороне рабочего колеса (рис. 2.6, в), при заданной частоте вращения создает такое центробежное поле давления, площадь эпюры которого (рис. 2.6, г) в точности равна площади эпюры центробежного давления в зазоре между передней частью колеса и корпусом (рис. 2.6, в). Это приводит к уравновешиванию осевой силы. Недостаток метода: при изменении частоты вращения эффект компенсации осевой силы нарушается.

^ Регулирование подачи центробежных нагнетателей

Основной задачей регулирования насоса является подача в сеть заданного расхода жидкости. Для этого может использоваться один из следующих способов: дросселирование; байпасирование; изменение частоты вращения рабочего колеса; регулирование поворотными направляющими на входе в рабочее колесо, т. е. подкрутка потока на входе. Первые три способа описаны ниже, четвертый обычно применяют для регулирования подачи вентиляторов и центробежных компрессоров; так, при a1 < 90 напор, создаваемый нагнетателем, уменьшается (см. (2.1) и план скоростей на рис. 2.2), а при a1 > 90 напор увеличивается. При включении нагнетателя в сеть соответственно будет уменьшаться или увеличиваться и подача.

Определив характеристику сети, при заданном расходе находят необходимый напор, а затем ориентировочно, с некоторым запасом, подбирают один или несколько типов насосов, способных обеспечить эти два параметра в сети. На практике характеристики насосов обычно заданы графически, поэтому задачи, связанные с подбором наиболее экономичного насоса либо системы параллельно или последовательно включенных насосов, а также способа его (их) регулирования, удобно решать также графически.

^ Регулирование производительности дросселированием

Метод заключается в том, что в сети последовательно с насосом устанавливается устройство с переменным (регулируемым) живым сечением, именуемое дросселем, в котором рассеивается (диссипируется) часть напора насоса (рис. 2.7).



Рис. 2.7. Регулирование производительности лопастных насосов дросселированием:
1 — характеристика насоса;
2 — исходная характеристика сети;
3 — характеристика се