Зависимость напора и мощности от скорости. Компрессоры авиационных ГТД

Основные рабочие параметры нагнетателей

Работа любого нагнетателя характеризуется его рабочими параметрами, главными из которых являются: подача, напор (давление), мощность и КПД.

Подача . Подачей (производительностью, расходом) насоса Q или вентилятора L называется объем жидкости или газа перекачиваемой нагнетателем за единицу времени

. (1.1)

Напор насоса . Напор насоса - это разница полных удельных энергий на выходе и на входе в насос

. (1.2)

Полная удельная энергия или полный гидродинамический напор в данном поперечном сечении определяется по формуле:

, (1.3)

где z – расстояние от плоскости сравнения до данной точки поперечного сечения;

p – в данной точки поперечного сечения, Па;

ρ – плотность жидкости, кг/м 3 ;

α – коэффициент Кариолиса (обычно принимают α = 1 );

C – средняя скорость в данном поперечном сечении, м/с.

Напор нагнетателя - можно найти экспериментальным или расчетным способом. По экспериментальному способу на входе и выходе из насоса ставятся приборы измеряющие давление (Рисунок 1.10). Обычно на входе ставится вакуумметр, а на выходе манометр. Плоскость сравнения (0-0) можно выбрать проходящей по вакуумметру. Тогда на входе в насос z вх = 0, абсолютное давление на входе p вх = p ат - p v , а скорость с вх . На входе из насоса z вых = a, абсолютное давление на входе p вых = p ат + p m , а скорость с вых . Тогда напор насоса равен:

(1.4)
Рисунок 1.10 - Экспериментальный способ определения напора насоса Рисунок 1.11 - Расчётный способ определения напора насоса

При расчетном способе (Рисунок 1.11) выбирают поперечные сечения на входе в сеть (a-a) и на выходе из сети (b-b). Плоскость сравнение выберем проходящей через центр тяжести сечения (a-a). Сечения на входе и выходе обозначим (1-1) и (2-2). Запишем уравнение Бернулли для сечений (a-a) и (1-1) H a = H 1 +h a-1 , а также для сечений (2-2) и (b-b) H 2 = H b +h 2-b . Из этих уравнений найдем напоры на входе и выходе из насоса, тогда напор насоса равен:

(1.5)

где h a-b – потери напора во всей сети, рассчитываются по заданному расходу.

Для схемы на рисунке 2.2 z a = 0, абсолютное давление на входе p a = p ат , а скорость с a = 0,z b = H г – геометрическая высота подъема жидкости , p b = p ат , а скорость с b = 0 . Тогда напор насоса рассчитывается по формуле:

. (1.6)

Для вентиляторов вместо напора вводится понятие полного давления p . Полное давление и напор связаны соотношением

. (1.7)

где p s - называется статическим давлением, Па;

p d - называется динамическим давлением, Па.

Так, как величина ρ g z для вентиляторов гораздо меньше остальных слагаемых то ей пренебрегаем.

Поэтому давлением создаваемым вентилятором p в называется разность полных давления на выходе и входе в вентилятор.

. (1.8)

Мощность отданная жидкости N ж . Под мощностью понимают энергию, сообщаемую или затрачиваемую в единицу времени. Используя такие понятия, как напор насоса Н H или давление вентилятора p в , можно определить полезную мощность потока жидкости, выходящей из нагнетателя. Для насосов эта мощность рассчитывается по формуле

. (1.9)

Для вентиляторов

. (1.10)

В любой насосной или вентиляторной установке мощность в различных ее узлах не одинакова. Чаще всего приводом для нагнетателя является электродвигатель, который потребляет мощность N э , Эта мощность в электродвигателе преобразуется в механическую мощность, которая выходит от электродвигателя в виде мощности на валу N вал . Вполне естественно, что мощность на валу меньше, чем мощность электрическая, так как часть мощности теряется при работе электродвигателя. Потери мощности в электродвигателе учитываются КПД электродвигателя h Э в виде зависимости N вал = N э h Э . Таким образом, нагнетателю подается мощность на валу, или, как иногда ее называют, мощность, потребляемая нагнетателем. Часть мощности на валу передается потоку жидкости, проходящей через нагнетатель, тогда из нагнетателя жидкость выходит, обладая запасом мощности, которая называется полезной N ж , а часть мощности теряется внутри нагнетателя.

КПД нагнетателя h . Потери мощности в нагнетателе, определяемые величиной h , подразделяют на объемные, гидравлические и механические .

Объемные потери возникают в результате утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе, а также перетоков из областей высокого давления в области низких, обусловленных особенностями конструкций. Перетоки отмечаются в лопастных нагнетателях. Там жидкость может перетекать обратно во всасывающий патрубок с периферии рабочего колеса через зазоры между рабочим колесом и корпусом нагнетателя (Рисунок 1.12). Если объемы утечек и перетоков, происходящих в единицу времени, обозначить через q ут , то объемный КПДh о будет равен:

. (1.11)

где Q Т – теоретическая производительность нагнетателя;

Q ф – фактическая производительность нагнетателя.

Рисунок 1.12 - Схема утечек жидкости в лопастном насосе

Гидравлическими являются потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если эти потери напора внутри нагнетателя обозначить h Н то гидравлически КПД h г будет равен:

. (1.12)

где H Т – теоретический напор создаваемый нагнетателем;

H ф – фактическая напор создаваемый нагнетателем.

Механическими являются потери мощности на различные виды трения в рабочем органе нагнетателя. Механическим КПД h м называется отношение мощности отданной жидкости теоретически N жТ N вал :

. (1.13)

Полным КПД нагнетателяh называется отношение мощности отданной жидкости фактически N жф к мощности подводимой к валу N вал :

. (1.14)

Полный КПД нагнетателя h равен произведению гидравлического, механического и объемного КПД.

Характеристикой насоса называется зависимость напора насоса от производительности H H = f(Q) . Для динамических нагнетателей с увеличением производительности давление вентилятора (напор насоса) падает рисунок 2.5. Теоретическая характеристика объёмных нагнетателе рисунок 2.6 представляет собой вертикальную линию то, есть производительность не меняется с напором. В связи с утечками фактическая производительность с увеличением напора уменьшается. При полном закрытии задвижки на напорной магистрали напор (давление) создаваемое объёмным насосом может достигнуть значительных величин, что может привести к разрушению насоса или его компонентов. Поэтому в объёмных насосах предусматривается ”зашита от дурака” то, есть параллельно насосу ставиться предохранительный клапан, который начинает работать, когда давление в напорной сети превышает заданное.

Характеристикой вентилятора называется зависимость давления создаваемого вентилятором от производительности p в = f(L) .

Полной характеристикой нагнетателя называется зависимость напора (давления), мощности на валу и КПД от производительности H H = f(Q) (p в = f(L)), N вал = f(Q), h = f(Q) . На Рисунок 1.13 представлена полная характеристика динамического вентилятора, а на Рисунок 1.14 характеристика объемного нагнетателя.

Рисунок 1.13 - Полная характеристика динамического нагнетателя Рисунок 1.14 - Характеристика объемного нагнетателя

Оптимальным (номинальным) режимом работы называется режим работы при максимальном КПД. По значениям оптимального режима L опт , p опт рассчитываются коэффициент давления ψ , коэффициент производительности φ , коэффициент быстроходности нагнетателя n s и др.

Областью оптимальным работ называется режим работы при котором КПД нагнетателя лежит в пределах 0,9 η мах < η < η мах . На Рисунок 1.15 область оптимальных работ выделена штриховкой.

Рисунок 1.15 - Оптимальный режим и область оптимальных работ вентилятора

Характеристикой сети называется зависимость напора (давления) сети от производительности H c = f(Q) (p c = f(L)).

Характеристику сети рассчитывают по формуле:

(1.15)

H b – гидродинамический напор на выходе из сети;

H a – гидродинамический напор на входе в сеть;

h a-b – потери напора в сети.

Обратите внимание, что определение характеристики сети и определение напора насоса расчетным способом совпадают.

Рабочей точкой называется точке пересечения характеристики нагнетателя и характеристики сети. При подборе нагнетателя для работы на сеть, рабочая точка должна лежать в области оптимальных работ. Рисунок 1.16 рабочая точка (p рт , L рт ) лежит в области оптимальных работ, поэтому по этим параметрам вентилятор подходит для работы на заданную сеть.

3. Вязкость жидкости.

2.3. Основные свойства газов

3. Гидростатика-1

3.1А. Закон Паскаля. Свойство гидростатического давления в точке.

3.2.Основное уравнения гидростатики

3.3. Дифференциальные уравнения равновесия жидкости и их интегрирование для простейшего случая Эйлера.

3.4. Пьезометрическая высота.

3.5. Вакуум.

3.5.1. Измерение вакуума

3.6. Приборы для измерения давления.

3.6.1 Схемы жидкостных манометров.

3.6.7. Манометры с упругим чувствительным элементом.

4. Гидростатика-2

4.2. Точка приложения силы давления.

4.3 Сила давления жидкости на криволинейную стенку.

4.4. Плавание тел.

4.5. Прямолинейное равноускоренное движение сосуда с жидкостью.

4.6. Равномерное вращение сосуда с жидкостью

5. Кинематика и динамика идеальной жидкости-1

5.2. Расход. Уравнение расхода

5.3 Уравнение неразрывности потока.

5.4. Уравнение Бернулли для элементарной струйки идеальной жидкости

5.5.Первая форма уравнения Бернулли

5.6. Вторая форма уравнения Бернулли.

5.7. Третья форма уравнения Бернулли.

5.8. Вывод дифференциальных уравнений движения идеальной жидкости и их интегрирование (уравнений Эйлера).

6. Кинематика и динамика реальной жидкости-2

6.2. Мощность потока

6.3 Коэффициент Кориолиса

6.4 Гидравлические потери.

6.5.Местные потери

6.6. Потери энергии на трение по длине

6.6. Применение уравнения Бернулли в технике

7. Истечение жидкости через отверстия и насадки при постоянном напоре.

8.1. Истечение через отверстия при постоянном напоре.

8.2. Истечение при совершенном сжатии. Скорость истечения реальной жидкости.

Коэффициент скорости при совершенном сжатии

8.3. Коэффициенты:ε, ζ, φ, μ

8.4. Истечение при несовершенном сжатии

8.5. Истечение под уровень

8.5. Истечение через насадки при постоянном напоре.

7. Местные гидравлические сопротивления

9.2. Внезапное расширение трубопровода

9.3. Потери энергии при выходе из трубы в резервуар.

9.3. Постепенное расширение трубы

9.4. Внезапное сужение трубопровода

9.5. Потери энергии при выходе из резервуара в трубу.

9.6. Потери энергии при постепенном сужении трубы - конфузор.

9.7.Поворот трубы

9.8. Коэффициенты местных сопротивлений.

9. Теория ламинарного течения в круглой трубе

10.2. Формула Вейсбаха-Дарси. Коэффициент Бусинеска

10.3. Начальный участок ламинарного течения

10.4. Ламинарное течение в зазоре

10.5. Ламинарное течение в зазоре. Случай подвижных стенок.

10.6. Ламинарное течение в зазоре. Случай концентрических зазоров.

10.7. Особые случаи ламинарного течения. Течение е теплообменом

10.8. Течение при больших перепадах давления.

10.9. Течение с облитерацией.

11. Турбулентное течение

11.2. Основные сведения о турбулентном режиме течения жидкости. Эпюры скоростей. Относительная шероховатость.

11.2. Коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода при турбулентном потоке.

11.3 Турбулентное течение в области гидравлически гладких труб.

11.4. Турбулентное течение в области в шероховатых труб. Относительная шероховатость.

11.5 Опыты Никурадзе

11.7. Турбулентное течение в некруглых трубах

11. Гидравлический расчет простых трубопроводов

12.2.Простой трубопровод между двумя резервуарами.

12.3. Простой трубопровод при истечении в атмосферу.

12.4.Сифонный трубопровод. Вакуум на участке трубопровода.

12.5. Использование приблизительных зависимостей при расчете простого трубопровода. Замена местных сопротивлений.

12.6 Определение коэффициентов трения в зависимости от режима течения жидкости.

12.6. Три задачи на расчет простого трубопровода.

12.7 Построение диаграмм напоров в трубопроводе

12. Расчет сложных трубопроводов – 1-я часть.

13.2. Допущения для решения систем уравнений:

13.3. Сложный трубопровод с параллельными ветвями.

13.4. Аналитический метод решения системы уравнений для трубопровода с заданными размерами.

Для трубопровода с заданными размерами.

13.5.1.Методика построения характеристики разветвленного(эквивалентного) участка.

13.5.2. Методика построения характеристики сложного трубопровода

13.6. Трубопроводы с концевой раздачей. Задача о трех резервуарах.

13.6.1.Аналитический метод решения "задачи о трех резервуарах"

13.6.1.1.Пример решения задачи аналитическим методом.

13.6.2. Графический метод решения "задачи о трех резервуарах".

13.7. Трубопроводы с непрерывной раздачей.

13. Работа насосов на сеть.

14. 2. Статический напор установки.

14.3. Потребный напор насосной установки.

14.4. Характеристика насоса.

14.5.Вакуум во всасывающей линии.

14.6. Работа насоса на сеть. Определение рабочей точки.

1. Начало координат q- н располагают на пьезометрическом уровне в приемном (питающем) резервуаре, этот уровень выбирается за начало отсчета напоров.

14.7. Регулирование подачи насоса.

14.7.1. Регулирование подачи методом изменения частоты вращения насоса

14.7.1. Регулирование подачи насосной установки методом дросселирования.

14.9. Регулирование подачи с использованием обводной линии.

14.8. Задачи о работе насоса на сложный (разветвленный) трубопровод.

14.9. Работа параллельных насосов и последовательно соединенных насосов на простой трубопровод.

14.10. Особенности работы на сеть насосов объемного типа.

14. Лопастные насосы.

15.1. Подача, напор и мощность насоса

15.2 Рабочий процесс лопастного насоса

15.3. Баланс энергии в лопастном насосе.

15.4.Характеристика насосной установки. Работа насоса на сеть

15.1. Подача, напор и мощность насоса

Работа насоса характеризуется его подачей, напором, потребляемой мощностью, полезной мощностью, КПД и частотой вращения.

Подачей насоса называется количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени, или расход жидкости через напорный патрубок, обычно обозначается латинской буквойQ.

Напором насоса называется разность энергий веса жидкости в сечении потока в напорном патрубке (после насоса) и во всасывающем патрубке (перед насосом), отнесенная к весу жидкости, т.е. энергия единицы веса жидкости, обычно обозначается латинской буквой Н. Напор насоса равен разности полного напора жидкости после насоса и перед насосом

где индексами "н" и "вс" – обозначены напорная и всасывающая магистраль. Напор выражается в единицах столба перемещаемой жидкости.

Потребляемой мощностью насоса называется энергия, подводимая к насосу от двигателя за единицу времени, обозначаетсяN д .

Полезной мощностью насоса или мощностью, развиваемой насосом, называется энергия, которую сообщает насос всему потоку жидкости в единицу времени, обозначается -Nп.

За единицу времени через насос проходит жидкость весом G ж = ( Qρ )* g . Каждая единица этого веса приобретает энергию в количестве Н ( м).

Эта энергия или полезная мощность насоса равна

N п = QρgH = QP (15.2),

где т.к P = ρgH .

Потребляемая мощность насоса N д больше полезной мощностиN п на величину потерь в насосе. Эти потери мощности оцениваются КПД насоса.

КПД насоса равен отношению полезной мощности насоса к потребляемой насосом мощности двигателя :

η= N п/ N д. (15.3)

Если КПД известен, можно определить потребляемую насосом мощность N д = QρgH / η (15.4)

Величина мощности выражаются в системе СИвваттах, в технической системе единиц в кГм/с.

15.2 Рабочий процесс лопастного насоса

Момент сил сопротивления относительно оси противодействует вращению рабочего колеса, поэтому лопатки профилируют, учитывая величину подачи, частоту вращения, направление движения жидкости.

Преодолевая момент, рабочее колесо совершает работу. Основная часть, подведенная к колесу энергии, передается жидкости, и часть энергии теряется при преодолении сопротивлений.

Если неподвижную систему координат связать с корпусом насоса, а подвижную систему координат с рабочим колесом, то траектория абсолютного движения частиц будет складываться из вращения (переносного движения) рабочего колеса и относительного движения в подвижной системе по лопаткам.

Абсолютная скорость равна векторной сумме переносной скорости U - скорости вращения частицы с рабочим колесом и относительной скоростиW движение по лопатке относительно подвижной системы координат, связанной с вращающимся колесом.

На рис. 15.2 штрих-пунктирной линией изображена траектория частицы от входа и до выхода из насоса в относительном движении – АВ, траектории переносного движения совпадают с окружностями на радиусах колеса, например на радиусах R 1 иR 2 . Траектории частиц в абсолютном движении от входа в насос до выхода – АС.Движение подвижной системы –относительное, в подвижной – переносное.

Параллелограммы скоростей для входа в рабочее колесо и выхода из него:

(15.5)

Сумма относительной скорости W и переносной U даст абсолютную скоростьV .

Параллелограммы скоростей на рис. 15.2 показывают, что момент скорости частицы жидкости на выходе из рабочего колеса больше, чем на входе:

V 2 Cosα 2 R 2 > V 1 Cosα 1 R 1

Следовательно, при прохождении через колесо момент количества движения увеличивается. Возрастание момента количества движения вызвано моментом сил, с которыми рабочее колесо действует на находящуюся в нем жидкость.

Для установившегося движения жидкости разность моментов количества движения жидкости, выходящей из канала и входящей в него за единицу времени, равна моменту внешних сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость.

Момент сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость, равен:

М = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 - V 1 Cosα 1 R 1 ), гдеQ - расход жидкости через рабочее колесо.

Умножим обе части этого уравнения на угловую скорость рабочего колеса ω.

М ω= Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω),

Произведение М ω называется гидравлической мощностью, или работой которую производит рабочее колесо в единицу времени, воздействуя на находящуюся в нем жидкость.

Из уравнения Бернулли известно, что удельная энергия, передаваемая единице веса жидкости, называется напором. В уравнении Бернулли, источником энергии для движения жидкости была разность напоров.

При использовании насоса энергия или напор передается жидкости рабочим колесом насоса.

Теоретическим напором рабочего колеса - Н Т называется удельная энергия, передаваемая единице веса жидкости рабочим колесом насоса.

N =М ω = H Т * Q ρ g

Учитывая, что u 1 = R 1 ω - переносная (окружная) скорость рабочего колеса на входе иu 2 = R 2 ω - скорость рабочего колеса на выходе и что проекции векторов абсолютных скоростей на направление переносной скорости (перпендикулярной к радиусамR1 иR2) равныV u 2 = V 2 Cosα 2 иV u 1 = V 1 Cosα 1 , где V u 2 иV u 1 , получим теоретический напор в виде

H Т * Q ρ g = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω), откуда

(15.6)

Фактический напор насоса
меньше теоретического напора поскольку в нем взяты реальные значения скоростей и давлений.

Лопастные насосы бывают одноступенчатыми и многоступенчатыми. В одноступенчатых насосах жидкость проходит через рабочее колесо однократно (см. рис. 15.1). Напор таких насосов при заданной частоте вращения ограничен. Для повышения напора применяют многоступенчатые насосы, у которых имеется несколько последовательно соединенных рабочих колес, закрепленных на одном валу. Напор насоса повышается пропорционально числу колес.

Одним из приемов расширения области применения центробежных насосов является изменение их числа оборотов.

Скорость вращения ротора центробежного насоса существенно влияет на его основные показатели: подачу Q, напор Н и мощность на валу насоса N.

При изменении скорости вращения ротора центробежного насоса с n1 до n2 оборотов в минуту подача, напор и мощность на валу изменяются в соответствии с уравнениями:

Эти соотношения называются законом пропорциональности.

Из приведенных уравнений закона пропорциональности следует:

По этим формулам производится пересчет характеристик насоса на новое число оборотов.

Для построения новой характеристики насоса при частоте вращения n2 следует на заданной характеристике насоса Н=f (Q) при частоте вращения n1 взять несколько произвольных точек при различных подачах Q и соответствующих им значений Н. Далее, используя законы пропорциональности, следует вычислить значения расхода Q2 и напора Н2. По новым значениям Q2 и Н2 построить новые точки и через них провести новую характеристику насоса Н=f (Q) при новом числе оборотов n2.

При построении кривой кпд (η-Q) пользуются тем, что кпд насоса при изменении числа оборотов в довольно широких пределах остается практически постоянным. Уменьшение числа оборотов до 50% практически не вызывает изменений кпд насоса.

Определение частоты вращения вала насоса, обеспечивающей подачу заранее обусловленного расхода воды.

Частоту вращения n2, соответствующую нужному расходу Q2 следует находить, используя законы пропорциональности, приведенные выше.

При этом следует знать, что если взять на заданной характеристике насоса Н при частоте вращения n1, то она будет характеризоваться определенными значениями расхода Q1 и напора Н1. Далее, при уменьшении частоты вращения до n2, используя законы пропорциональности, можно получить новые значения координат этой точки. Ее положение будет характеризоваться значениями Q2 и Н2. Если еще уменьшить частоту вращения до n3, то после перерасчета получим новые значения Q3 и Н3, характеризующие точку и т.д.

Если соединить все точки плавной кривой, то получим параболу, выходящую из начала координат. Следовательно, при изменении частоты вращения вала насоса значение напора и подачи насоса будут характеризоваться положением точек, лежащих на параболе, выходящей из начала координат и называемой параболой подобных режимов.

Для определения Q1 и Н1, входящих в соотношения

Так как парабола должна пройти через точку с координатами Q2 и Н2, постоянный коэффициент параболы k может быть найден по формуле:

Н2 берется с характеристики трубопровода при заданном расходе Q2 или вычисляется по формуле:

где Нг – геометрическая высота подъема; S – коэффициент сопротивления трубопровода.

Для построения параболы нужно задаться несколькими произвольными значениями Q. Точка пересечения параболы с характеристикой насоса Н при числе оборотов n1 определяет значения Q1 и H1, и частота вращения определяется, как

Потребная скорость вращения ротора насоса может быть определена аналитически:

для водопроводных центробежных насосов по формуле:

где n1 и nпотр – соответственно нормальное и потребное число оборотов в минуту;

Нг – геометрическая высота подъема;

Q потр – потребная подача;

n и m – соответственно число ниток водовода и число насосов;

а и b – параметры насоса;

S – сопротивление одной нитки водовода;

для фекальных центробежных насосов по формуле.

2. Применение нагнетательных машин

3. Рабочие параметры нагнетательных машин

4. Основы теории центробежных нагнетателей

5. Действительные характеристики центробежного нагнетателя при постоянной частоте вращения

6. Подобие центробежных машин. Формулы пропорциональности

7. Регулирование подачи центробежных нагнетателей

8. Сводные графики полей (зон) рабочих характеристик нагнетателей

9. Параллельное и последовательное соединения нагнетателей

10. Центробежные насосы

11. Центробежные вентиляторы

12. Центробежные компрессоры

13. Поршневые насосы

14. Поршневые компрессоры

15. Газокомпрессорные станции 59

15.1. Назначение и описание компрессорной станции

15.2. Компоновка газоперекачивающих агрегатов на станции 62

15.3. Нагнетатели природного газа. 64

15.4. Электроснабжение газотурбинных КС и ГПА 65

15.5. Обслуживание агрегата и систем КС в процессе работы 67

15.6. Система маслоснабжения КС и ГПА, маслоочистительные

машины и аппараты воздушного охлаждения масла 69

15.7. Устройство и работа системы управления 75

15.8. Работа ПЭВМ АРМ ОПЕРАТОРА 78

16. Насосная станция перекачки нефти 81

17. Подбор насосного оборудования и режимы его работы 88

18. Насосное оборудование западных фирм 100

19. Анализ и сравнение регулируемых электроприводов 103

1. Виды и классификация нагнетателей

Нагнетателями называются машины, служащие для переме­щения жидкости и газов и повышения их потенциальной и кине­тической энергии.

Известно, что большинство современных технологических про­цессов связано с перемещением потоков жидких и газообразных сред, и поэтому нагнетатели имеют очень широкое применение во всех отраслях промышленности, сельском и коммунальном хо­зяйствах.

В зависимости от вида перемещаемого рабочего тела нагнета­тельные машины подразделяются на две большие группы: насосы - машины, подающие жидкости; вентиляторы и компрессоры - машины, подающие воздух и технические газы.

Вентилятор - машина, перемещающая газовую среду при сте­пени повышения давления е р < 1,15 (степень повышения давле­ния е р - отношение давления газовой среды на выходе из маши­ны к давлению ее на входе).

Компрессор - машина, сжимающая газ с е р » 1,15 и имеющая искусственное (обычно водяное) охлаждение полостей, в кото­рых происходит сжатие газов.

Согласно ГОСТ 17398-72 нагнетатели (насосы) подразделя­ются на две основные группы: насосы динамические и объем­ные.

В динамических нагнетателях передача энергии жидкости или газу происходит путем работы массовых сил потока в полости, постоянно соединенной с входом и выходом нагнетателя.

В объемных нагнетателях повышение энергии рабочего тела (жидкости или газа) достигается силовым воздействием твердых тел, например поршней в поршневых машинах в рабочем про­странстве цилиндра, периодически соединяемым при помощи клапанов с входом и выходом нагнетателя.

Рис. 1. Классификация нагнетателей

Классификация нагнетателей производится также по конструк­тивным признакам, давлению, развиваемому машиной, назначению в технологическом процессе.

На рис. 1 представлена классификация нагнетателей по принципу действия и конструктивным признакам.

Рис. .2. Центробеж­ный нагнетатель:

1 - корпус; 2 - трубо­провод; 3 - напорный патрубок; 4 -лопатки; 5 - патрубок

На рис. 1.2 приведена схема динамического центробежного нагнетателя. Рабочее колесо, снабженное изогнутыми лопаткам 4, вращается двигателем, расположенным в кор­пусе 1. Рабочее тело (жидкость или газ), вхо­дящее в центральную полость колеса через патрубок 5, заполняет весь корпус и линейные каналы колеса между лопатками 4. При вращении рабочего колеса под действи­ем центробежных сил масса рабочего тела, находящегося и этих каналах, повышает энер­гию потока и выбрасывается потоком в спиральный канал, охватывающий рабочее колесо. Далее поток поступает в напорный парубок 3 и трубопровод 2.

Процесс всасывания и подачи в таких нагнетателях происходит непрерывно и равномерно (при постоянной скорости вращения рабочего колеса).

Для подачи жидкостей и газов применяются также динамическиелопастные нагнетатели осевого типа (рис. 3). Нагнетатель со­стоит из колеса с рабочими лопастями 4, насаженными под опре­деленным углом на ступицу колеса с обтекателем 1, корпуса 2 и спрямляющего лопаточного аппарата 5, неподвижно закрепленно­го в корпусе. При вращении колеса лопатки передают энергию ра­бочему телу и перемещают рабочее тело (патрубок 3 - всасываю­щий, патрубок 6 - напорный).

Рис. 3. Осевой нагнетатель: 1- обтекатель; 2 - корпус; 3 -всасывающий патрубок; 4 - лопасти; 5 - лопаточный аппарат;6 - напорный патрубок

На рис. 4 показана схема вихревого нагнетателя. В корпусе 4 концентрично располагается колесо с плоскими радиальными лопатками 3. Рабочее тело поступает через всасывающий патрубок в кольцевой канал 2, увлекается лопатками 3, совершая сложное вихревое движение и повышая энергию, выходит через напорный патрубок 1 в трубопровод.

Схема простейшего объемного нагнетателя-насоса приведена на рис.5. Цилиндр 3 и клапанная коробка 7 плотно соединены в единый блок. В коробке размешены всасывающий 5 и напорный 2 клапаны. Поршень 4, двигаясь возвратно-поступательно, произ­водит всасывание и подачу.

Ускорение поршня, двигающегося синусоидально, вызывает появление инерционных сил, влияющих на прочность ходовой системы нагнетателя и вызывающих разрывы сплошности потока. Это ограничивает допустимую скорость вращения кривошипного вала. Поэтому применяются объемные нагнетатели роторного типа, допускающие прямое соединение с высокоскоростными двигате­лями.

Рис. 6 дает представление об устройстве и принципе действия пластинчатого роторного нагнетателя. Массивный ротор 2 с ради­альными прорезями помещен эксцентрично в корпус 1. В прорези вставлены прямоугольные стальные пластинки 7, свободно отжи­маемые до упора в корпус центробежными силами. При враще­нии ротора двигателем рабочее тело будет всасываться через пат рубок 5 и подаваться через полости переменного сечения 6 и 3 в напорный патрубок 4 трубопроводной системы. Нагнетатель реверсивен: при изменении направления вращения ротора нагнета­тель меняет направление потока рабочего тела.

Для перемещения жидкостей и газов в промышленных и лабо­раторных установках находят применение струйные нагнетатели (рис. 7). Поток рабочей жидкости выходит с высокой скороcтью через суживающееся сопло 1 в камеру 2, где устанавливается низ­кое давление. Под влиянием разности давлений на поверхности жидкости и в камере происходит подъем жидкости по трубе 5 и смешение ее с рабочей жидкостью, выбрасываемой из сопла. Смесь жидкостей - рабочей и поднимаемой по трубе 5- транспортиру­ется через диффузор 3 и напорную трубу 4 на высоту Н г.

Рис. 4. Вихревой нагнетатель:

1- напорный патрубок; 2 - кольцевой канал; 3 - лопатки; 4 - корпус

Рис. 5. Поршневой нагнетатель:

1- нагнетательный трубопровод; 2 - на­порный клапан; 3 - цилиндр; 4~ поршень; 5- всасывающий клапан; 6- всасывающий трубопровод; 7 - клапанная коробка

Рис. 6. Роторный нагнета­тель:

1 - корпус; 2 - ротор; 3, 6 -полости переменного сечения; 4- напорный патрубок; 5- вса­сывающий патрубок; 7 - подвижные

пластинки

Рис. 7. Струйный нагнета­тель: 1- сопло; 2 - камера; 3 - диффузор;

4 - напорная тру­ба; 5- труба

В системах промышленного водоснабжения, нефтедобычи, сель­ском и коммунальном хозяйствах применяются нагнетатели осо­бого типа - эрлифты и газлифты, использующие для подъема жидкостей сжатый воздух или газ (рис. 8). Подъемники такого типа применяются для подъема воды и нефти из глубоких буро­вых скважин.

В обсадную трубу 1 опущена подъемная труба 2. Воздух или тех­нический газ поступает из компрессора К по воздухопроводу (по­казанному пунктирной линией) в нижний конец подъемной тру­бы через барботажное устройство. Здесь образуется пузырьковая смесь воздуха или газа с жидкостью. Плотность этой смеси мень­ше плотности чистой жидкости в обсадной трубе.

По закону сообщающихся сосудов столб жидкости высотой Н, в обсадной трубе вытесняет столб смеси в подъемной трубе на высоту Н 2 . При ударе об отбойный конус 4 воздух (газ) из смеси удаляется, жидкость собирается в резервуаре 3 и направляется насосами в трубопроводную систему.

Работа нагнетателя в сети.

Характеристика нагнетателя определяет всю совокупность возможных режимов работы нагнетателя. Но, если нагнетатель подсоединён к сети, то конкретный режим его работы (значения параметров p-Q ) определяется ещё и характеристикой сети. Последняя представляет собой зависимость потерь давления в сети от расхода. Режим работы системы нагнетатель-сеть определяется равенством создаваемого нагнетателем давления (напора) сопротивлению сети.

Потери давления в сети равны суммарным потерям на трение (потери по длине l ) и на местные сопротивления (с коэффициентами  ) во всех её элементах:

Но, поскольку c=Q/F (см. уравнение 2.1*)  p = kQ 2 , (6.1)

где k – некоторая константа для данной сети.

Рассмотрим простейшую вентиляционную сеть, состоящую из одного участка воздуховода постоянного сечения на входе в вентилятор и одного – на выходе (рис. 6.1). Полное давление P п (избыточное ) на входе в систему из атмосферы равно 0 и далее по ходу движения воздуха падает на величину потерь. Это падение давления пропорционально длине воздуховода  p  l , т.е. эпюра полных давлений представляет собой наклонную прямую. Динамическое давление P д постоянно (c=const ). Поэтому эпюра статических давлений P c =P п -P д параллельна эпюре полных давлений.

Рис.6.1 Эпюры давлений в простейшей вентиляционной сети

В вентиляторе полное давление повышается на величину p (давление вентилятора), становится положительным и далее, в связи с наличием потерь падает пропорционально длине. В сечении выхода в атмосферу полное давление равно динамическому, а статическое равно 0.

Из рассмотрения эпюр следует, что давление вентилятора равно потерям давления в воздуховодах плюс динамическое давление на выходе. Впрочем, последнее также может быть отнесено к потерям, поскольку соответствующая кинетическая энергия безвозвратно рассеивается в атмосфере.

Если вентилятор работает на всасывание и выдаёт воздух непосредственно в атмосферу, то на преодоление гидравлических потерь идёт только часть давления – за исключением динамического давления на выходе p д.в. : p c =p-p д.в. .

Это т.н. статическое давление вентилятора и именно оно должно приниматься во внимание при подборе его на данную сеть.

Из формулы 6.1 следует, что для вентиляторов характеристика сети представляет собой квадратичную параболу. Если наложить на неё характеристику вентилятора, то точка пересечения графиков характеристики сети и характеристики вентилятора по давлению (она обычно называется рабочей точкой ) определяет параметры режима работы вентилятора на данную сеть (рис. 6.2).

По иному определяется характеристика сети для работающего на неё насоса . Если применить уравнение Бернулли (2.4) для установки, схема которой показана на рис. 6.3 и предположить, что, как это чаще всего бывает на практике, P I =P II =P а , то напор, который необходимо создать насосу, будет составлять H=H г +  H , т.е. напор насоса идёт не только на преодоление гидравлических потерь ( H ), но и на подъём жидкости на высоту H г . Поскольку гидравлические потери, как и ранее, пропорциональны Q 2 , характеристика сети для насосной установки будет иметь вид:

H=H г + kQ 2 , (H г =z 2 -z 1 ) .

Рис.6.2 Нахождение рабочей точки для Рис. 6.3 Схема насосной установки

вентилятора

Теперь уже эту параболу надо совместить с характеристикой насоса для определения рабочей точки (рис. 6.4).

Рис. 6.4 Нахождение рабочей точки Рис. 6.5 К исследованию устойчивости

для насоса системы нагнетатель-сеть

Следует заметить, что в установках с дымососами возникает ещё и гравитационное давление, связанное с разностью плотностей газа в дымовой трубе и наружного воздуха p е – так называемая самотяга, которая “помогает” вентилятору, и при определении характеристики сети вычитается из потерь в газовом тракте  p = kQ 2 - p е .

Совмещение характеристик сети и нагнетателя позволяет также рассмотреть очень важный вопрос об устойчивости работы системы нагнетатель-сеть.

В системах нагнетатель-сеть могут возникать периодические или случайные изменения режимов работы (препятствия на выходе из сети, колебания скорости вращения двигателя и т.д.).

Если постоянный режим соответствует точке А (рис. 6.5), то в случае увеличения подачи давление нагнетателя уменьшается , а сопротивление сети возростает . Это вызовет торможение потока и возвращение режима в точку А. Здесь тангенс угла наклона характеристики сети больше тангенса угла наклона характеристики нагнетателя. Такая система является устойчивой.

В точе В это условие не соблюдается и режим неустойчив. При таком сочетании форм характеристик нагнетателя и сети снятие возбуждений не приводит к устойчивости режима, и в системе остаются самопроизвольные колебания параметров. Такие автоколебания получили наименование помпаж .

Возникновение этого явления в современных высокоскоростных установках представляет большую опасность с точки зрения усталостного разрушения машин и трубопроводов, и поэтому работа в условиях помпажа недопустима.

Совместная работа нагнетателей

Необходимость в установке нескольких совместно работающих нагнетателей может возникнуть в следующих случаях:

1) Производительность или давление установок в процессе эксплуатации требуют значительных резких изменений.

2) Один нагнетатель не обеспечивает требуемый режим работы, а замена большим невозможна.

3) Требуется повысить надежность эксплуатации установки путем создания определенного резерва (нестопроцентного).

Последовательная работа нагнетателей . При последовательном включении нагнетателей перемещаемый поток сначала проходит через первый нагнетатель (по ходу движения потока), а затем поступает на вход второго и т.д. Обычно в последовательную работу стараются включать не более двух нагнетателей, причём, наиболее оптимальный вариант – включение в работу одинаковых вентиляторов.

Пусть кривая 1 - характеристика первого нагнетателя, а кривая 2 – второго нагнетателя (рис.7.1). Для построения суммарной характеристики установки, состоящей из двух последовательно работающих нагнетателей, необходимо учесть, что в каждый конкретный момент времени подача нагнетателей одинакова Q 1 =Q 2 , а общее давление равно сумме давлений обоих нагнетателей при указанной подаче Р 1,2 =Р 1 +Р 2 .

Эффективность последовательного соединения нагнетателей существенно зависит от формы характеристики сети. Из рис. 7.1 видно, что при пологой характеристике сети (кривая I) выигрыш в подаче очень невелик, или вообще отсутствует. В то же время, при крутой характеристике (кривая II) этот выигрыш существенен.

Рис. 7.1 Характеристики нагнетателей, Рис. 7.2 Характеристики нагнетателей,

работающих последовательно работающих параллельно

При параллельной работе нагнетателей (рис.7.2) через каждый из нагнетателей проходит свой расход. При этом в системе обязательно должен быть хотя бы один участок, по которому проходит общий расход.

Суммарная характеристика установки строится исходя из того, что давление в каждой из ветвей одинаково Р 1 =Р 2 =Р 1,2 . Общая подача установки при работе двух машин равна сумме подач каждого из нагнетателей Q 1,2 =Q 1 +Q 2 . В отличие от случая последовательной работы, в данном случае при крутой характеристике сети II совместная работа нагнетателей явно нецелесообразна.

Если мы проведем горизонтальную прямую через точку пересечения характеристики сети с суммарной характеристикой нагнетателей, то окажется, что она пересечет характеристику нагнетателя 2 в области отрицательных подач, что означает движение жидкости в нем в обратном направлении. Об участке характеристики, проведенном на рис.7.2 левее оси Р пунктиром, говорят, что он находится во втором квадранте. В случае последовательной работы, показанном на рис.7.1, при изменении характеристики сети I в сторону уменьшения сопротивления сети, нагнетатель 2 работает при отрицательном давлении или, иными словами, он оказывает сопротивление, которое приходится преодолевать нагнетателю 1. Соответствующий участок характеристики, проведенный на рис.7.1 пунктиром расположен в IV квадранте.

Необходимость в характеристиках нагнетателей во II и IV квадрантах возникает при проектировании установок для совместной работы и некоторых других, встречающихся на практике случаях.

Случаи нерасчетной характеристики сети.

В практике проектирования и эксплуатации вентиляционных, отопительных и других систем могут возникать случаи, когда реальная характеристика сети отличается от расчетной.

а) сеть рассчитана с излишним запасом по давлению. В этом случае реальная характеристика сети имеет более пологую форму (рис.7.3). Производительность оказывается выше расчетной Q>Q р . Для определения соответствующих значений мощности и к.п.д. надо через рабочую точку (т.е. точку пересечения кривой давления нагнетателя и характеристики сети) провести вертикальную линию до пересечения с кривыми N(Q) и  (Q) . При этом может оказаться, что N>N р и возникает опасность перегрузки двигателя. Это особенно актуально для вентиляторов с загнутыми вперед лопастями, у которых кривая мощности монотонно возрастает. То же происходит в случае повышенной негерметичности сети.

б) сеть рассчитана с недоучетом потерь. Характеристика сети проходит более круто. Производительность становится ниже расчетной, что может оказаться недопустимым с точки зрения выполнения системой основной ее функции, например, обеспечение требуемого воздухообмена.

Рис. 7.3 Случаи нерасчетной характеристики сети

Регулирование работы нагнетателей.

Фактическая производительность нагнетателя может отличаться от расчётной вследствие изменения характеристики сети. В некоторых случаях может возникать необходимость в изменении фактической производительности.

В ряде случаев необходимость изменения производительности возникает в связи с изменениями в технологическом процессе установок, в которые входит нагнетатель. Так, например, при снижении нагрузки котлов необходимо снижать производительность дымососов и дутьевых вентиляторов. Таким образом, нагнетатели должны обладать средствами регулирования производительности.

В принципе, такое регулирование может достигаться:

1) изменением характеристики сети;

2) изменением характеристики нагнетателя;

3) изменением числа совместно (параллельно) работающих машин.

В первом случае применяется изменение сопротивления сети с помощью так называемых дроссельных устройств (« дросселирование »). В насосных установках это обычно задвижки (вентили), в вентиляторных – заслонки, шиберы, дроссели. Как будет показано ниже, это наименее экономичный способ регулирования, но, к сожалению, он наиболее распространён на практике (особенно для насосов) вследствие своей простоты.

В ряде случаев, в зависимости от формы кривой мощности, его применение вообще недопустимо. Речь идёт о нагнетателях, у которых кривая мощности в определённом диапазоне падающая, т.е. . Однако, и в тех случаях, когда, дросселирование также крайне неэкономично.

Рис. 8.1 Регулирование с помощью дросселирования

На рис. 8.1 исходной характеристике I соответствует рабочая точка Р 1 , Q 1 . В результате дросселирования (увеличения сопротивления сети), характеристика сети приобретает форму II, а рабочая точка – координаты Р 2 , Q 2 . При этом давление  Р др =Р 2 -Р 1 теряется в дроссельном устройстве, т.е. для преодоления потерь в сети трубопроводов I используется только давление Р с1 . Поэтому к.п.д. установки (вентилятор + дроссель) будет:

а к.п.д. вентилятора при производительности Q 2 :

Тогда:

Если учесть, что величина  Р др /Р 2 часто превышает 50%, то низкая экономичность рассмотренного способа регулирования становится очевидной.

В противоположность дросселированию наиболее экономичный способ регулирования – изменение скорости вращения рабочего колеса, поскольку, если характеристика сети проходит через начало координат, в этом случае сохраняется подобие треугольников скоростей, и, таким образом, сохраняется значение к.п.д. Если, например, к.п.д. находился в области максимального значения, то он останется столь же высоким и при изменении скорости вращения рабочего колеса нагнетателя (это относится, как уже упоминалось, к автомодельному интервалу числа Re ). При этом, правда, часть энергии теряется в устройствах регулирования самой скорости вращения.

Как правило, в нагнетателях в качестве привода применяются электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором, которые практически вообще не поддаются экономичному регулированию. Однако, существуют такие двигатели с переменным числом пар полюсов – двухскоростные . Именно их и нужно стараться заказывать при необходимости регулирования нагнетателей.

За рубежом для привода насосов и вентиляторов всё шире применяются электроприводы с частотным регулированием с помощью полупроводниковых преобразователей (тиристоры).

Доступным и весьма экономичным способом изменения скорости вращения рабочих колёс нагнетателей является применение сменных шкивов ременной передачи. Это целесообразно при нечастом изменении подачи, например, при сезонном регулировании.

Значительно более экономичным, чем дросселирование, является регулирование изменением характеристики нагнетателя с помощью направляющих аппаратов . Действие направляющих аппаратов заключается в изменении момента количества движения  c 1u r на входе в рабочее колесо. При этом теоретическое давление P т =  c 2u r 2  -  c 1u r 1  уменьшается, если закручивание потока направлено в сторону вращения рабочего колеса (c 1u >0 ). Можно было бы ожидать, что при c 1u <0 (закручивание против вращения колеса) давление будет повышаться, однако, в действительности этого не происходит. Поэтому применяется только «регулирование вниз», т.е. c 1u >0 .

Рис.8.2 Осевой направляющий аппарат Рис.8.3 Упрощённый направляющий аппарат

Как правило, применяются осевые направляющие аппараты (рис.8.2), которые представляют собой систему плоских лопаток, поворачивающихся на осях, проходящих через отверстия в корпусе. Лопатки одновременно поворачиваются на одинаковые углы и, отклоняя поток, создают его закручивание.

Известны упрощённые направляющие аппараты, лопатки которых устанавливаются параллельно друг другу во входных коробках вентиляторов (рис.8.3).

8.1 Подбор вентиляторов

В результате расчета вентиляционной сети определяется режим работы вентилятора (p-Q ), и далее следует подобрать вентилятор, наиболее экономично обеспечивающий этот режим.

Обозначение типов радиальных (центробежных) вентиляторов содержит:

Букву В, что означает «вентилятор»;

Букву Ц, что означает «центробежный» («радиальный»);

Число, равное пятикратной величине коэффициента давления на номинальном режиме;

Число, равное быстроходности вентилятора на номинальном режиме.

Номинальный режим – это режим вентилятора, при котором достигается максимальное значение к.п.д.

В настоящее время изготовляются вентиляторы В.Ц4-75, В.Ц4-76, В.Ц14-46, В.Ц10-28 и др.

Вентиляторы изготовляются в различных конструктивных исполнениях в зависимости от физических свойств перемещаемой среды. Вентиляторы в обычном исполнении – вентиляторы общего назначения – предназначены для перемещения воздуха и других неагрессивных газовых смесей с температурой не выше 80  С, не содержащих пыли и других трёрдых примесей в количестве более 100 мг/м 3 или липких и волокнистых материалов.

Если эти условия не соблюдаются, применяют вентиляторы специального назначения . К ним относятся:

Коррозионностойкие вентиляторы, которые могут перемещать агрессивные газовые смеси;

Искрозащищённые вентиляторы, применяются для перемещения взрывоопасных газовых смесей. Эти вентиляторы комплектуются взрывобезопасными электродвигателями, а корпуса и рабочие колёса таких вентиляторов чаще всего изготавливаются из алюминия;

Пылевые вентиляторы – для перемещения пылегазовоздушных смесей с содержанием твёрдых примесей до 1000 г/м 3 . Проточная часть пылевых вентиляторов выполняется таким образом, чтобы уменьшить абразивный износ деталей вентилятора, а также предотвратить возможность налипания пыли. В их обозначении присутствует буква П («пылевой») – В.ЦП6-45, В.ЦП7-40 и др.

Конструктивные особенности всех перечисленных выше вентиляторов будут изложены далее.

Для вентиляционных систем, требующих небольших давлений при значительных производительностях, целесообразно подбирать не радиальные, а осевые вентиляторы. Для общепромышленной вентиляции наибольшее распространение получили осевые вентиляторы следующих типов – В.О-06-300 и В.О2.3-130.

Вентиляторы каждого типа изготовляются со стандартными диаметрами рабочих колёс, образуя ряд диаметров или ряд типоразмеров. Этот ряд включает: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 мм. Вентилятор каждого из этих диаметров принято обозначать «номером» – величиной диаметра, выраженной в дециметрах, т.е. ряд номеров: №№ 2, 2.5, 3.15, 4 и т.д.

Выбор номера вентилятора и скорости вращения начинается по сводным характеристикам (рис.5.3). При этом принимается кривая, ближайшая к точке p-Q , полученной по данным расчёта системы вентиляции. Далее режим работы уточняется, исходя из того, где характеристика сети (по расчётным данным p-Q ) пересечёт принятую кривую сводного графика.

Понятно, что чем ближе соседние значения диаметров рабочих колёс, тем точнее можно подобрать вентилятор для данного задания и обеспечить это задание с наибольшей экономичностью. Поэтому заводы выпускают вентиляторы с промежуточными диаметрами: меньше и больше приведенных выше номинальных значений на 5 или 10%.

Каждая из кривых сводного графика, представленного на рис.5.3, имеет обозначение, которое содержит следующую информацию:

1. Условное обозначение типа вентилятора. Например, для вентиляторов В.Ц4-75 – буква Е.

2. Условное обозначение диаметра рабочего колеса: 090 – при D=0.9D ном ; 095 – при D=0.95D ном ; 100 – при D=D ном и т.д.

3. Порядковый номер рабочей характеристики, соответствующий скорости вращения для данного вентилятора, обозначаемый арабской цифрой.

4. В некоторых случаях данный вентилятор при данной скорости вращения может комплектоваться двигателями разной мощности для разных участков характеристики. Индекс мощности обозначается прописной буквой (а, б и т.д.).

Если, например, условное обозначение характеристики Е3.15.105-1а, то речь идёт о вентиляторе В.Ц4-75 № 3.15 с диаметром рабочего колеса 1.05D ном , со скоростью вращения n=1365 об/мин, с двигателем мощностью 0.25 кВт.

Окончательное решение о выборе вентилятора (с уточнением всех его параметров – подачи, развиваемого давления, к.п.д., мощности) принимается с использованием индивидуальной характеристики данного вентилятора. Параметры двигателей обычно приводятся в прилагаемой к характеристике таблице.

Следует иметь в виду, что вентиляторы рекомендуется использовать при таких фактических значениях к.п.д.:  ф  0.85  макс . Диапазон режимов работы вентилятора, в котором выполняется указанное условие, принято называть рабочим участком характеристики вентилятора.

Сводные и индивидуальные характеристики приводятся для условий работы вентиляторов, соответствующих нормальным атмосферным условиям: барометрическое давление 101.3 кПа (760 мм.рт.ст.), температура 20  С, плотность воздуха 1.2 кг/м 3 .

Для других атмосферных условий следует выполнить пересчёт давления для фактической плотности  по формуле 5.3’. При этом:

где В – фактическое барометрическое давление (мм.рт.ст.); t – температура в  С;  0 =1.2 кг/м 3 .

Конструкция центробежных нагнетателей

КОНСТРУКЦИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ

Радиальные вентиляторы небольших типоразмеров (до № 10) состоят из следующих основных узлов (рис. 9.1): рабочее колесо 1, насаженное на вал электродвигателя 5, корпус 2, входной патрубок 3 и станина 4. У вентиляторов больших номеров рабочее колесо сидит на собственном валу, укреплённом в подшипниках и соединённом с электродвигателем муфтой или ременной передачей (рис. 9.2)

Рис. 9.1 Конструкция радиального вентилятора Рис. 9.2 Конструктивные схемы вентилятор-

Ных установок

Рабочие колёса вентиляторов В.Ц4-75 имеют по 8 загнутых назад листовых лопаток, у вентиляторов В.Ц14-46 - 32 лопатки, загнутые вперёд. Лопатки 1.1 крепятся с одной стороны - к заднему диску 1.2, с другой стороны - к переднему 1.3. Задний диск закреплён на ступице 1.4, сидящей на валу.

Корпус представляет собой сварную конструкцию из листовой стали, состоящую из спиральной обечайки и плоских боковых стенок. Спиральная стенка вычерчивается способом "конструкторского квадрата" (рис. 9.3). Здесь сторона квадрата а равна 1/4 части "раскрытия" корпуса А . Последнее обычно составляет А=0.6D 2 .

Рис. 9.3 Спиральный корпус Рис. 9.4 Пылевой вентилятор В.ЦП-6-45-8

Входной патрубок также изготавливается сваркой из листовой стали и в вентиляторах В.Ц4-75 имеет коническую форму. Станина имеет сварную конструкцию из листовой и угловой стали.

Существует несколько различных схем соединения вентилятора с электродвигателем - это так называемые конструктивные исполнения (рис. 9.2).

В конструктивном исполнении 1 изготавливаются все вентиляторы В.Ц4-75 до № 10 включительно. Большие типоразмеры, начиная с номеров 12,5 – чаще всего в 6-ом исполнении. Вентиляторы В.Ц14-46 - в 1-ом исполнении.

Вентиляторы 5-го и 7-го исполнений - это вентиляторы двухстороннего всасывания, отличающиеся значительно большими подачами, чем вентиляторы других исполнений.

По направлению вращения различают вентиляторы правого вращения (рабочее колесо вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны всасывания) и левого вращения (колесо вращается против часовой стрелки).

Расположение выхлопного патрубка вентилятора определяется положением корпуса . Положение корпуса обозначается величиной угла, отсчитываемого от направления «вертикально вверх» по направлению вращения рабочего колеса (если смотреть на корпус со стороны всасывающего патрубка). Обычные значения 0  , 90  , 180  , 270  ; реже встречаются 45  , 135  , 215  и т.д.

Пылевые вентиляторы, получившие наибольшее распространение, изготавливаются двух типов: ЦП6-45 и ЦП7-40. Вентиляторы ЦП6-45 имеют рабочие колёса с 8-ю плоскими лопатками, расположенными радиально (рис. 9.4). Передний и задний диски отсутствуют. Эти конструктивные особенности связаны с необходимостью предотвращения оседания и налипания пыли на поверхности деталей рабочего колеса.

В конструкции коррозионностойких вентиляторов используются: нержавеющая сталь, титановые сплавы, пластмассы.

В качестве искрозащищенных вентиляторов применяются вентиляторы из алюминиевых сплавов и из разнородных металлов. Последние изготавливаются из обыкновенной углеродистой стали, кроме входного патрубка, часть которого, обращенная к колесу, выполняется из латуни, что исключает искрообразование при задевании деталей вращающегося колеса о неподвижную поверхность патрубка.

Для установки непосредственно на кровлях зданий применяются крышные вентиляторы ; чаще всего они применяются без сети воздуховодов для обеспечения общеобменной вытяжной вентиляции. Схема радиального крышного вентилятора приведена на рис. 9.5, где 1 - рабочее колесо, 2 - двигатель, 3 - корпус.

Рис. 9.5 Крышной радиальный Рис. 9.6 Центробежный насос типа К

вентилятор

КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ

Наиболее распространённым типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы одностороннего всасывания. На рис. 9.6 показан насос типа К (консольный). Здесь 1 - крышка корпуса, 2 - корпус, 3 - переднее уплотнение. Рабочее колесо 4 сидит на валу 9 и крепится с помощью гайки 5. Узел уплотнения включает набивку сальника 6, которая поджимается крышкой 8, для защиты вала от износа служит втулка 7. Вал 9 установлен в подшипниках качения 11.

В системах теплоснабжения применяются насосы:

1) СЭ – для перегретой воды температурой 120 и 180  .

2) СД – двухстороннего всасывания для перегретой воды с теми же параметрами.

3) Д – с двусторонним подводом потока (двусторонние);

4) К и КМ – консольные одноступенчатые с горизонтальным валом;

5) Кс, КсД, КсВ, КсВД – конденсатные (с температурой до 120  ).

Рабочее колесо представляет собой отливку из чугуна или, в специальных случаях, из бронзы.

Корпус насоса служит для подвода и отвода потока от колеса, преобразования кинетической энергии в потенциальную, а также для объединения всех неподвижных деталей насоса в один общий узел – статор.

Для восприятия радиальных и осевых нагрузок, действующих на ротор, применяются подшипники качения или скольжения.

В местах выхода вала из корпуса устанавливают уплотнения, обычно сальникового типа. Действие сальникового уплотнения заключается в том, что набивка, сжимаемая втулкой, раздаётся в стороны и прижимается к движущейся поверхности вала. Этим достигается уплотнение между вращающимся валом и неподвижным корпусом.

По числу рабочих колёс насосы могут быть одно- и многоступенчатыми. По положению вала - вертикальные и горизонтальные. По назначению – для воды (холодной, горячей, чистой или с примесями), для жидких химических реактивов, вязких жидкостей.

Борьба с осевыми усилиями в центробежных насосах.

Осевые силы возникают в центробежных нагнетателях в результате наличия разных по значению и направлению давлений, действующих на рабочие колёса с передней (обращённой к всасыванию) и задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает в результате динамического действия потока, входящего в рабочее колесо. В крупных многоступенчатых центробежных насосах осевые силы могут достигать нескольких десятков тонн.

Один из способов уменьшения осевого усилия состоит в выравнивании давления с обеих сторон рабочего колеса. Этого можно добиться путём высверливания нескольких отверстий в заднем диске рабочего колеса близ ступицы, либо при помощи специальных соединительных трубок , соединяющих область с низким давлением (вход в колесо) и область высокого давления (за рабочим колесом). Недостатком такого способа является снижение объёмного к.п.д. насоса за счёт перетекания части потока через отверстия (или трубки).

Другой способ состоит в использовании разгрузочного диска (гидравлической пяты ).

Наиболее рациональной конструкцией центробежных насосов, в которых осевое давление практически неощутимо, является конструкция насосов двухстороннего всасывания (типа Д). Подвод потока к двусторонним колёсам осуществляется с двух сторон и осевые усилия взаимно компенсируются. Обычно это насосы с горизонтальным разъёмом корпуса, причём выходной патрубок расположен в нижней части, что позволяет проводить ремонт насоса при снятой верхней части корпуса без отсоединения трубопроводов. Кроме того, усилено уплотнение.

Рабочие колёса всех насосов имеют лопатки, загнутые назад .

Аэро-гидродинамика и элементы конструкций осевых нагнетателей.

Для рассмотрения работы осевых нагнетателей используется теория плоских решеток профилей. Если через лопастную систему осевого нагнетателя (рис.10.1) провести цилиндрическое сечение радиусом r и затем развернуть его на плоскость, то получится так называемая плоская решетка профилей. Основные геометрические параметры решетки: t - шаг лопастей, равный расстоянию между сходственными точками соседних профилей (рис.10.2); b - хорда профиля;  - угол установки лопасти. Каждый из профилей характеризуется еще толщиной с , и стрелкой прогиба f . В расчетах используются относительные величины: с=с/b и f=f/b , а также густота решетки  =b/t .

Все относительные размеры получаются путём деления размера на величину хорды лопатки.

Рис. 10.1 Схема осевого нагнетателя Рис. 10.2 Решётка профилей осевого

Нагнетателя

На рис.10.2 также показаны треугольники скоростей на входе и на выходе из решетки профилей: u 1 ; w 1 ; c 1 - соответственно переносная, относительная и абсолютная скорости на входе и u 2 ; w 2 ; c 2 - на выходе, w ср. - средняя геометрическая относительная скорость в решетке: w ср. =(w 1 +w 2 )/2 .

Если провести вокруг профиля замкнутый контур S (рис.10.2) и обозначить через  угол между скоростью w и касательной к контуру, то для определения циркуляции скорости Г необходимо вычислить интеграл (рис.10.3)

Или через тангенцильные составляющие относительной скорости на входе w 1u и на выходе w 2u циркуляция для всей лопаточной системы рабочего колеса:

Г к =(w 2u -w 1u )t .

Но из уравнения Эйлера (3.4), которое в равной мере относится и к центрабежным и к осевым машинам

w 2u -w 1u =р т /  u

поскольку для осевого нагнетателя u 2 =u 1 =u ; w 1u -w 2u =с 2u -с 1u .

Таким образом,

Р т =rГ к u/t .

Или, переходя к безразмерным величинам:

 т =2Г к ,

где  т =Р т /  u 2 /2 ; Г к =Г к /ut .

Расчет величин Г к и теоретических аэродинамических характеристик осевого нагнетателя для заданных геометрических параметров изложен в книге И.В.Брусиловского «Аэродинамический расчёт осевых вентиляторов».

Величина циркуляции позволяет вычислить подъемную силу профиля, т.е. составляющую силы, действующей со стороны потока на профиль по направлению, перпендикулярному к вектору w ср (рис.) с помощью известной теоремы Н.Е.Жуковского:

Р у =  w ср Г

При переходе от теоретического давления P т к p необходмио так же учесть потери давления в элементах проточной части: p=P т -  P .

Потери в проточной части связаны, с одной стороны, с обтеканием лопастной системы (профильные потери), с другой стороны, с трением на цилиндрических поверхностях корпуса и втулки рабочего колеса, а также с перетеканиями жидкости через зазоры между концами лопастей и корпусом (вторичные). При расчёте величина потерь может быть определена по экспериментальным данным, приведенным, например, в упомянутой выше книге И.В.Брусиловского.

В настоящее время выпускаются осевые вентиляторы общепромышленного назначения с листовыми лопатками по двум аэродинамическим схемам: В.06-300 и В.2.3-130.

Рабочее колесо вентилятора В.06-300 состоит из цилиндрической втулки с тремя приваренными листовыми лопатками. Угол лопатки составляет  =22  на среднем радиусе.

В отличие от них вентиляторы В.2.3-130 имеют кроме рабочего колеса выходной спрямляющий аппарат. Рабочее колесо имеет 12 листовых лопаток с углом  =36  .

Ряд типоразмеров этих вентиляторов включает номера от 4 до 10.