Hlavné parametre prevádzky kompresorov. Úspora energie s reguláciou frekvencie Ventilátor Statická hlava vs. rýchlosť
Odstredivý kompresor je široko používaný v dopravných a leteckých motoroch (GTE), v jednotkách plynových turbín s uzavretým cyklom (CGTU), ako aj v stacionárnych zariadeniach a na motoroch s plynovou turbínou helikoptér ako posledný stupeň axiálneho odstredivého kompresora.
Keď sa koleso otáča, vzduch je tlačený k okraju cez kanály vytvorené lopatkami. Pred kolesom sa vytvorí zriedenie a vonkajší vzduch nepretržite prúdi cez vstup do kolesa. V obežnom kolese je prúdeniu dodávaná mechanická energia, pôsobením ktorej sa v obežnom kolese ( > ) stláča pracovná kvapalina a zvyšuje sa kinetická energia prúdenia v absolútnom pohybe ( > ). Z obežného kolesa plyn vstupuje do difúzora, v ktorom sa plocha prierezu zväčšuje so zväčšujúcim sa polomerom. Podľa rovnice kontinuity sa rýchlosť prúdenia postupne znižuje. V súlade s Bernoulliho rovnicou sa kinetická energia v difúzore premieňa na tlakovú energiu.
Ryža. 1. Schéma konštrukčných typov obežných kolies:
a) otvorené; b) - polootvorený; c) uzavreté
Obrázok 1 znázorňuje schémy použitých konštrukcií obežných kolies odstredivých kompresorov. Obežné koleso otvoreného typu má jednotlivé lopatky namontované na objímke. Pri použití ventilu otvoreného typu dochádza k zvýšeným koncovým stratám v dôsledku pretečenia vzduchu. Preto, napriek porovnateľnej konštrukčnej jednoduchosti, má tento typ kolies obmedzené uplatnenie. Obežné kolesá uzavretého typu poskytujú najvyššiu účinnosť. Prítomnosť krycieho kotúča znižuje koncové straty. Tento typ kolies je však konštrukčne oveľa komplikovanejší ako ostatné a má nižšiu obvodovú rýchlosť otáčania, ktorú umožňujú pevnostné podmienky. Donedávna sa najčastejšie používal polootvorený typ RC, ktorý spájal výhody otvorených (jednoduchosť výroby) a uzavretých (znížené koncové straty) kolies.
Pri štúdiu pracovného procesu v odstredivom kompresore sa používa koncept stupňa reaktivity:
Rýchlostné trojuholníky pre kolesá s rôznym stupňom reaktivity sú znázornené na obr.2.
Ryža. 2. Rýchlostné trojuholníky odstredivých kompresorov s rôznym stupňom reaktivity:
a-čepele ohnuté proti rotácii; b-radiálne čepele; v-ramenné lopatky zakrivené v rotácii
Pre radiálne usporiadané lopatky dostaneme: a . Rýchlostný trojuholník na výstupe z RC je v tomto prípade znázornený na obr. 2b. V realite,< и < при и степень реактивности рабочего колеса с радиальными лопатками при несколько больше величины . Если угол выхода потока < (лопатки загнутые против вращения), то скорость в абсолютном движении на выходе из РК существенно меньше, чем при , и увеличивается степень реактивности . Именно в связи с ростом при уменьшении угла < РК с лопатками, загнутыми против вращения, получили название реактивных рабочих колес. Хотя в таких колесах, по сравнению с радиальными на выходе лопатками, при одинаковых окружных скоростях уменьшается величина (теоретический напор компрессора), использование их позволяет существенно улучшить эффективность работы выходной системы (безлопаточного и главным образом лопаточного диффузора) в результате уменьшения скорости потока. Кроме этого, протекание характеристик ступени с РК, имеющим загнутые против вращения лопатки, более благоприятно. В РК с лопатками, загнутыми по вращению >dochádza k výraznému zvýšeniu rýchlosti absolútneho prúdenia a následne k zníženiu stupňa reaktivity. V súvislosti so znížením stupňa reaktivity v kolesách s\u003e sa nazývajú aktívne. Pri najvyššom koeficiente teoretickej výšky a následne pri vyššej dopravnej výške pri danej obvodovej rýchlosti majú RC c > najšetrnejšie prúdenie stupňovej charakteristiky a je ťažké zabezpečiť účinnosť lopatkového difúzora kvôli veľkej hodnote rýchlosti prúdenia vzduchu na lopatkách difúzora.
Obrázok 3 ukazuje závislosť celkovej teoretickej práce od produktivity pri rôznych výstupných uhloch lopatiek:
Ryža. Obr. 3. Závislosť celkovej teoretickej práce na produktivite pri rôznych výstupných uhloch lopatiek
2. SCHÉMA A POPIS STÁNKU
Skúšky sa vykonávajú na stojane „Stupeň odstredivého kompresora“, ktorého konštrukčná schéma je znázornená na obr.4.
Ryža. 4. Schéma stojana "Odstredivý kompresorový stupeň":
1 - vstupné zariadenie; 2 - obežné koleso; 3–elektrický motor; 4-tachometrový snímač; 5-plyn; 6-reverzná radiálna vodiaca lopatka; 7-výstupová kapacita
Obežné koleso 2 je poháňané elektromotorom 3. Vzduch vstupuje do kompresora cez vstupné zariadenie 1, ktorého meraná časť je vyrobená podľa lemniskátu v súlade s GOST 27-64. To vytvára rovnomerné rýchlostné pole pred kompresorom. Na výstupe z kompresora je reverzná radiálna lopatková jednotka 6, z ktorej vzduch prúdiaci okolo elektromotora vstupuje do výstupnej nádrže 7, potom prechádza cez škrtiacu klapku 5.
Zmenou otáčok elektromotora a polohy škrtiacej klapky je možné nastaviť chod kompresora v požadovanom rozsahu parametrov.
Ryža. 5. Obežné koleso kompresora
Obežné koleso polootvoreného radiálneho radiálneho kompresora má tieto parametre (obr. 5):
Vstupný priemer;
výstupný priemer;
Výška čepele pri vstupe do kolesa;
Výška čepele na výstupe z kolesa;
Vstupný uhol prietoku;
Uhol výstupu prúdu z obežného kolesa;
Počet nožov;
Hrúbka čepele;
Polomer ohybu čepele;
Polomer kružnice, na ktorej sa nachádzajú stredy oblúkov ohybu lopatiek.
Počas experimentu sa merajú:
diferenčný tlak na vstupnom meracom zariadení
teplota okolia
celkový tlak na vstupe kompresora
teplota vzduchu na výstupe z obežného kolesa
teplota vzduchu na výstupe kompresora
stagnujúci tlak prietoku na výstupe kompresora
statický tlak na výstupe z kompresora
rýchlosť rotora
prúdová sila
Napätie
3. LABORATÓRNE PRÁCE №1
EXPERIMENTÁLNA CHARAKTERISTIKA STUPŇA ODSTREDIVÉHO KOMPRESORA
3.1 ÚČEL PRÁCE
Experimentálne získajte charakteristiky stupňa odstredivého kompresora vo forme závislostí: , , , , .
3.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Keď kompresor pracuje v akomkoľvek systéme, v dôsledku zmeny prevádzkových režimov systému sa menia parametre na vstupe do kompresora a menia sa vlastnosti pracovnej tekutiny (vzduchu). Napríklad, keď kompresor pracuje ako súčasť leteckého motora, v dôsledku zmeny nadmorskej výšky a rýchlosti letu sa menia vstupné parametre: tlak, teplota, prietok pracovnej tekutiny, rýchlosť otáčania, viskozita vzduchu, jeho tepelná vodivosť a teplo. kapacita a následne pomer tepelných kapacít. Pre účinnosť a stupeň zvýšenia celkového tlaku možno vo všeobecnom prípade zapísať nasledujúce funkčné závislosti:
Dané závislosti, ktoré sa nazývajú charakteristika kompresora, sú v praktickom využití nepohodlné. Je to spôsobené tým, že a závisí od mnohých premenných, čo znemožňuje ich grafické znázornenie.
V tomto ohľade je konštrukcia charakteristík založená na ustanoveniach teórie podobnosti, ktorá umožňuje zavedením bezrozmerných parametrov alebo kritérií podobnosti znížiť počet premenných, ktoré určujú charakteristiky lopatkových strojov.
Javy sú podobné, ak sa pozoruje geometrická, kinematická a dynamická podobnosť.
Ak sa skúma ten istý stroj, tak sa neberie do úvahy zmena rozmerov v dôsledku tepelnej rozťažnosti a elastických deformácií a vychádza sa z predpokladu zachovania geometrickej podobnosti.
Na vykonanie kinematickej podobnosti je potrebné, aby bola zachovaná podobnosť rýchlostných trojuholníkov, t.j. pomer obvodovej rýchlosti k absolútnej rýchlosti v podobných bodoch by bol rovnaký.
Z teórie podobnosti je známe, že plynno-dynamická podobnosť v geometricky podobných systémoch bude splnená, ak budú kritériá podobnosti rovnaké. Aplikovaním ustanovení teórie rozmerov alebo zvážením rovníc popisujúcich javy v počiatočných a podobných režimoch možno konštatovať, že plynovo-dynamická podobnosť je určená rovnosťou nasledujúcich kritérií:
Adiabatický exponent;
Charakterizácia účinku stlačiteľnosti toku;
Charakterizácia pomeru zotrvačných síl a viskóznych síl v prúdení na charakter prúdenia a straty trením;
Charakterizácia vplyvu na tok poľa gravitačných síl;
Charakterizujúce fyzikálne vlastnosti pracovnej tekutiny a nezávislé od parametrov prúdenia.
Ak vezmeme do úvahy, že pre plyn je vplyv gravitačného poľa malý, pre vzduch a vo väčšine prípadov lopatkové stroje pracujú v takej oblasti (sebapodobnej) zmeny počtu, že stratové faktory sa nemenia s , potom môže byť funkčná závislosť (1) reprezentovaná takto:
Ak namiesto čísel použijeme znížené otáčky, ktoré sú s nimi jednoznačne spojené, a namiesto hodnoty funkcie , dostaneme charakteristiku kompresora prezentovanú vo forme závislostí:
kde je znížená obvodová rýchlosť.
Charakteristiky (3) platia pre celú rodinu geometricky podobných kompresorov a je vhodné ich použiť napríklad na určenie rozmerov a parametrov nového kompresora, u ktorého je známa charakteristika jeho geometricky podobného modelu.
Pre kompresory určitých veľkostí je vhodnejšie použiť charakteristiky kompresora, v ktorých sa namiesto a používajú komplexné parametre, ktoré sú s nimi jedinečne spojené a nazývajú sa znížený prietok a znížená rýchlosť. Použitie týchto parametrov sa javí ako pohodlnejšie, pretože priamo súvisia s takými dôležitými parametrami kompresora, ako sú prietok vzduchu, rýchlosť a parametre vzduchu na vstupe kompresora a .
A hodnota teploty a tlaku za štandardných podmienok na vstupe kompresora,
Hovorí sa tomu znížený výdavok a od r. zodpovedá určitej hodnote, potom to možno považovať za parameter podobnosti.
Z podmienky môžeme písať pre dva podobné režimy:
Nazýva sa to znížený počet otáčok.
Charakteristiky kompresora, postaveného vo forme závislostí:
sa nazývajú univerzálne charakteristiky a umožňujú za rovnakých podmienok na vstupe porovnávať parametre rôznych kompresorov.
Ryža. 6. Typická charakteristika kompresora
Charakteristika kompresora vo forme závislostí určených vzťahom (4) je na obr.6. Dôležitým znakom charakteristiky kompresora je prítomnosť stabilnej hranice prevádzky, ktorá sa nazýva hranica čerpadla. Naľavo od tejto hranice je v dôsledku prudkého poklesu parametrov a zvýšenia dynamického zaťaženia prevádzka kompresora neprijateľná. Vpravo je oblasť stabilných režimov, ktoré sa používajú pri prevádzke kompresora ako súčasti motora s plynovou turbínou. Čiary sa zvyčajne aplikujú na takúto charakteristiku vo forme topografických čiar.
Odstredivý stupeň má za daných prevádzkových podmienok kapacitu a celková teoretická práca je určená rovnicou (celulózka a papiereň s< ):
Závislosť práce od produktivity (spotreby vzduchu) je priamočiara. Sklon priamky je určený výstupným uhlom lopatiek obežného kolesa. Na obr.7. priamka predstavuje teoretickú charakteristiku odstredivého stupňa s výstupnými uhlami lopatiek obežného kolesa< . Эффективная работа меньше, чем теоретическая. Величина работы в расчетной точке определяется уровнем потерь: профильных (трения и вихреобразования в пограничном слое на профиле, кромочные, волновые), вторичных (парный вихрь, вихрь от перетекания в радиальном зазоре, радиальное течение в пограничном слое вдоль лопатки) и концевых (боковое трение диска и бандажа, перетекание воздуха в радиальном зазоре). На нерасчетном режиме характер изменения работы определяется характером изменения профильных потерь, т.к. уровень концевых и вторичных потерь с изменением расхода не меняется. Профильные потери возрастают при отклонении от расчетного режима из-за отрывных явлений пограничного слоя с корытца профиля при малых расходах и из-за отрывных явлений со спинки профиля и роста волновых потерь при больших расходах.
Ryža. 7. Charakteristika odstredivého stupňa:
1-svorková strata; 2 - sekundárne straty; 3-Strata profilu
3.3 PORADIE EXPERIMENTU
3.3.1. Oboznámte sa s experimentálnym nastavením a potrebným meracím vybavením.
3.3.2. Pripravte formuláre pre tabuľky nameraných parametrov.
3.3.3. Povoliť inštaláciu.
3.3.4. Nastavte požadovanú rýchlosť rotora kompresora pomocou ovládacieho gombíka rýchlosti. Udržiavať režim.
3.3.5. Zakrytím škrtiacej klapky zmerajte parametre stupňa kompresora v medziľahlých bodoch (6 - 7 bodov), pri dodržaní určených otáčok a zachovaní nastavenia v každom režime pred meraním parametrov.
3.3.6. Výsledky merania zaznamenajte do tabuľky (pozri tabuľku 1).
3.3.7. Vypnite inštaláciu.
stôl 1
Výsledky merania
3.4 SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
3.4.1. Prepočet získaných hodnôt a na Pa sa vykonáva s prihliadnutím na tieto pomery:
3.4.2. Stanovenie prietoku vzduchu:
Z Bernoulliho rovnice:
kde je tlaková strata vo vstupnom zariadení.
Ako prvé priblíženie predpokladáme, že , a - kvôli nízkym rýchlostiam vo vstupnom zariadení.
Absolútna hodnota rýchlosti na vstupe do kolesa:
Statická teplota prietoku na vstupe obežného kolesa:
kde je tepelná kapacita,
Hustota toku na vstupe obežného kolesa:
Keď poznáme hustotu toku, špecifikujeme hodnotu rýchlosti:
Prietok vzduchu sa určí z rovnice kontinuity:
kde je vstupná oblasť kompresora.
Kde je priemer vstupnej časti.
3.4.3. Strata tlaku vo vstupnom zariadení:
kde (konštrukcia vstupného zariadenia) je koeficient odporu trenia.
3.4.4. Tlak stagnujúceho prúdu na vstupe do kolesa:
3.4.5. Statický tlak na vstupe do kolesa:
3.4.6. Konkrétnu prácu s malou výmenou tepla s okolím možno určiť z rozdielu celkových teplôt na vstupe a výstupe kompresora:
3.4.7. Práca vykonaná na otočení kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu:
kde je práca trenia kotúča o plyn, .
3.4.8. Výkon kompresora:
3.4.9. Výkon motora:
Výkon elektromotora možno určiť aj ako:
kde je energia vynaložená na ohrev vzduchu chladiaceho elektromotor.
3.4.10. Obvodová rýchlosť na výstupe z kolesa:
3.4.11. Zložka obvodovej rýchlosti na výstupe kolesa odstredivého kompresora:
3.4.12. Oblasť výstupu kolesa:
Počet nožov;
3.4.13. Hustota stagnujúceho prúdu na výstupe z obežného kolesa:
3.4.14. Radiálna zložka rýchlosti prúdenia na výstupe z obežného kolesa:
Ako prvú aproximáciu akceptujeme, že z rovnice kontinuity:
3.4.15. Absolútna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa:
3.4.16. Statická teplota vzduchu na výstupe z kolesa:
3.4.17. Statický tlak na výstupe z kolesa:
3.4.18. Hustota toku na výstupe z kolesa:
3.4.19. Určujeme hodnotu rýchlosti na výstupe z kolesa:
3.4.20. Strata tlaku na výstupe zo zariadenia:
3.4.21. Tlak stagnujúceho prúdu na výstupe z kolesa odstredivého kompresora:
3.4.22. Tlakový pomer kompresora:
3.4.23. Adiabatická prevádzka kompresora:
3.4.24. Účinnosť adiabatického kompresora:
3.4.25. Hodnoty prietoku a rýchlosti znížené na štandardné atmosférické podmienky
3.4.26. Výsledky výpočtu zapíšte do tabuľky (pozri tabuľku 2).
tabuľka 2
Výsledky výpočtu
3.4.27. Zostavte charakteristiky vo forme závislostí: , , , , .
3.4.28. Uzavrieť.
3.5 POŽIADAVKY NA SPRÁVU
4. LABORATÓRNE PRÁCE №2
KINEMATIKA PRIETOKU NA VSTUPE KOLESA ODSTREDIVÉHO KOMPRESORA
4.1 ÚČEL PRÁCE
Štúdium kinematiky prúdenia na vstupe do kolesa odstredivého kompresora v konštrukčnom a nekonštrukčnom režime prevádzky.
4.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Absolútna rýchlosť na vstupe obežného kolesa je . Obvodová rýchlosť na tomto polomere je . Vzhľadom na koleso má plyn relatívnu rýchlosť. Smer a veľkosť sú definované ako vektorový súčet relatívnej rýchlosti a obvodovej rýchlosti.
Ak je obežné koleso odstredivého kompresora radiálneho typu, potom je trojuholník vstupných rýchlostí postavený v rovine kolmej na os otáčania.
Na dosiahnutie bezrázového vstupu do kolesa musí byť uhol sklonu lopatiek kolesa rovnaký ako uhol vstupu toku na lopatky. Pre zníženie energetických strát spojených s podmienkami vstupu prúdenia do mriežky pracovných a vodiacich lopatiek sa snažia zabezpečiť obtekanie mriežkových profilov s optimálnym uhlom nábehu, zvyčajne blízkym stavu tzv. bezrázového vstupu. , t.j. . Môže byť uskutočnené dvoma spôsobmi: prvým je nasmerovanie vstupných hrán lopatiek kolies v smere otáčania kolesa pri absencii vstupnej vodiacej lopatky. U axiálno-radiálnych kolies polootvoreného typu sa to dosiahne zodpovedajúcim ohnutím zadných hrán lopatiek a tým, že sa tieto zakrivené hrany často oddelia od zvyšku disku lopatkami vo forme tzv. lišta. Druhým spôsobom je kombinácia lamely (avšak s menším ohybom lopatiek) s inštaláciou NHA (pevná vodiaca lopatka), ktorá rozvíri prúdenie v smere otáčania kolesa. Podmienky, kedy , možno dosiahnuť aj inými spôsobmi, napríklad inštaláciou iba NHA s pozitívnym vírením prietoku, bez lamiel; kombinácia lamely a NHA s vírením negatívneho toku. Tieto metódy sa vyznačujú pomerne veľkými rýchlosťami alebo a zodpovedajúcimi číslami a .
Konštrukčný režim je jediný režim prevádzky kompresora, pre ktorý sa vykonáva plynodynamický výpočet a určujú sa hlavné geometrické rozmery stupňa, uhly lopatiek, hustota mriežky atď. Konštrukčný režim sa vyznačuje tým, že len v tomto režime lopatkový aparát najlepšie zodpovedá kinematike prúdenia, t.j. zabezpečuje kontinuálny prietok okolo lopatiek obežných kolies a vodiacich lopatiek stupňov kompresora. Počas prevádzky však kompresor väčšinou pracuje v iných podmienkach, ako je konštrukčný režim, alebo, ako sa zvyčajne hovorí, v nekonštrukčných režimoch (obr. 8.)
Ryža. 8. Rýchlostné trojuholníky na vstupe do stupňa odstredivého kompresora v konštrukčnom a mimoprojektovom režime prevádzky Obr.
S poklesom prietoku plynu pri konštantnej rýchlosti rotora je tiež zaznamenaná nestabilita prevádzky kompresora spojená so zmenou charakteru prúdenia okolo mriežok obežného kolesa a pevných difúznych kanálov. Pri obtekaní lopatky pri určitom uhle nábehu >0 dochádza k citeľnému odlupovaniu hraničnej vrstvy. Nedeje sa to súčasne v celej mriežke, ale v jednom z jej kanálov. Výsledné narušenie vedie k zablokovaniu tohto kanála a šíreniu toku na obe strany. Na jednej strane kanála sa uhly nábehu zväčšujú, na druhej strane zmenšujú. Zvýšenie uhlov nábehu vedie k zastaveniu výstupnej časti lopatiek obežného kolesa. V tomto prípade sa vytvárajú rotačné separačné zóny. Uhlová rýchlosť ich otáčania je 2-3 krát menšia ako uhlová rýchlosť kolesa. Takýto tok sa nazýva rotujúca stanica. Ďalší pokles prietoku plynu cez stupeň kompresora je spojený s nárastom javov zastavenia a budením vibrácií.
So zvýšením prietoku nad vypočítanú hodnotu sa uhol nábehu zmenšuje a stáva sa negatívnym v dôsledku zvýšenia zložky radiálnej rýchlosti. To vedie k oddeleniu prúdenia od konkávneho povrchu profilu, prudkému zvýšeniu strát a "uzamknutiu" kompresora. Je potrebné poznamenať, že v odstredivých kompresoroch s lopatkovými difúzormi je „uzamknutie“ zvyčajne určené režimom prúdenia okolo lopatiek difúzora, čím sa výrazne znižuje rozsah stabilnej prevádzky kompresora z hľadiska prúdenia.
4.3 SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
4.3.1. Spracovanie experimentálnych údajov prebieha na základe experimentálnych údajov získaných v laboratórnej práci č.1.
4.3.2. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe obežného kolesa odstredivého kompresora je prevzatá z laboratória #1.
Od (axiálny vstup do kolesa).
4.3.3. Obvodová rýchlosť na vstupe do kolesa:
kde je priemer prívodu prietoku do kolesa,
výstupný priemer kolesa,
4.3.4. Uhol vstupu toku do kolesa:
4.3.5. Uhol útoku:
kde je geometrický uhol vstupu prúdu do kolesa.
4.3.6. Relatívna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe obežného kolesa:
4.3.7. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe obežného kolesa pri optimálnom (vypočítanom) režime prevádzky kompresora:
4.3.8. Relatívna hodnota prietoku na vstupe obežného kolesa pri optimálnom (vypočítanom) režime prevádzky kompresora:
4.3.9. Výsledky výpočtu zapíšte do tabuľky (pozri tabuľku 3).
Tabuľka 3
Výsledky výpočtu
4.3.10. Na milimetrovom papieri zostrojte trojuholníky rýchlostí na vstupe do kolesa odstredivého kompresora, zostrojte závislosť.
4.3.11. Uzavrieť.
4.4 POŽIADAVKY NA SPRÁVU
Experiment sa uskutočňuje v podskupinách po 6 ľudí. Každý žiak v podskupine podrobne vypočítal jeden spôsob spotreby. Správa by mala obsahovať tieto časti:
5. LABORATÓRNE PRÁCE №3
KINEMATIKA PRIETOKU NA VÝSTUPE KOLESA ODSTREDIVÉHO KOMPRESORA
5.1 ÚČEL PRÁCE
Štúdium kinematiky prúdenia na výstupe z kolesa odstredivého kompresora.
5.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Štúdium kinematiky prúdenia na výstupe je redukované na konštrukciu trojuholníka rýchlostí pre rôzne režimy prevádzky. Rýchlostný trojuholník so známou geometriou kolesa a rýchlosťou otáčania je možné zostrojiť, ak je známa radiálna zložka a obvodová zložka absolútnej rýchlosti na výstupe z kolesa.
Ak predpokladáme, že prietoková časť obežného kolesa pozostáva z nekonečného počtu kanálov tvorených nekonečným počtom lopatiek nulovej hrúbky, potom bude smer prúdenia úplne zodpovedať profilu lopatiek. Plyn bude vychádzať z obežného kolesa relatívnou rýchlosťou pod uhlom rovnajúcim sa uhlu lopatky pri výstupe z obežného kolesa.
Práca vynaložená na rotáciu kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu podľa Eulerovej rovnice (bez zohľadnenia trenia bočných plôch disku kolesa) je určená vzorcom:
a pre axiálny vstup do kolesa:
Tu hodnota závisí od počtu a dĺžky lopatiek. S konečným počtom lopatiek klesá. Pri uvažovaní pohybu plynu v obežnom kolese pri návrhu nekonečného počtu lopatiek sa predpokladá, že všetky prúdnice majú rovnaký tvar a lopatky sú segmentmi prúdnic. Z toho vyplýva, že otáčky na akomkoľvek polomere obežného kolesa sú po celom obvode konštantné. Na prenos energie z lopatiek obežného kolesa do prúdu je však potrebný tlakový rozdiel medzi oboma stranami lopatky, čo je možné len pri rozdiele otáčok na týchto stranách. Na rozdiel od prúdovej teórie teda rýchlosť pohybu nie je po obvode konštantná a periodicky sa mení, pretože v každom kanáli ohraničenom dvoma susednými lopatkami by mal byť priebeh prúdenia rovnaký. V kanáli rotujúceho kolesa s konečným počtom lopatiek sa v dôsledku Coriolisovho zrýchlenia relatívne rýchlosti na oblúku daného polomeru lineárne menia v závislosti od polárneho uhla. V dôsledku toho sú otáčky na prednej strane lopatiek nižšie a tlak je vyšší, zatiaľ čo na zadnej strane je to naopak (obr. 9).
Ryža. 9. Zmena otáčok a tlaku v kanáli odstredivého kompresora
Čím menší je počet lopatiek, tým väčší je rozdiel v rýchlostiach na prednej a zadnej stene lopatiek. Vzhľad prídavného obvodového komponentu možno vysvetliť zvážením procesu vyrovnávania rýchlosti na výstupe z kolesa, kde prúd prúdi voľne, bez vplyvu vonkajších síl. Pri vyrovnaní rýchlostí prúdy s vyššou rýchlosťou znížia svoju rýchlosť na určitú priemernú hodnotu a prúdy s nižšou rýchlosťou ju zvýšia na túto priemernú hodnotu. V dôsledku toho dochádza k určitému pohybu vzduchových hmôt na obvode v smere opačnom k otáčaniu kolesa, v dôsledku čoho sa objavuje určitá obvodová zložka. V dôsledku prítomnosti sa teoretická hlava, alebo práca, odovzdaná 1 kg vzduchu prechádzajúceho cez koleso, zníži a tým sa zníži. Je zvykom brať do úvahy zmenšenie obvodovej zložky pomocou koeficientu . Koeficient (zvyčajne ho nazývame koeficientom zníženia prenášanej energie) na základe teoretických a experimentálnych štúdií pre radiálne lopatky možno určiť podľa Kazandžanského vzorca:
kde je stredný priemer vstupnej časti kolesa.
Podľa Stodollovho vzorca sa koeficient rovná
Priemerná hodnota koeficientu sa pohybuje v rámci
Rýchlostný trojuholník na výstupe kolesa odstredivého kompresora je znázornený na obr. desať.
Ryža. 10. Rýchlostný trojuholník na výstupe zo stupňa odstredivého kompresora
5.3 SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
5.3.1. Spracovanie experimentálnych údajov prebieha na základe experimentálnych údajov získaných v laboratórnej práci č.1.
5.3.2. Obvodová zložka rýchlosti na výstupe z kolesa:
kde je práca vynaložená na otáčanie kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu;
Obvodová rýchlosť na výstupe z kolesa.
5.3.3. Oblasť výstupu kolesa:
kde je hrúbka čepele na výstupe z kolesa;
Počet nožov;
Výška čepele na výstupe z kolesa.
5.3.4. Hustota stagnujúceho prúdu na výstupe z obežného kolesa:
5.3.5. Radiálna zložka rýchlosti prúdenia na výstupe z obežného kolesa:
Ako prvé priblíženie predpokladáme, že . Z rovnice kontinuity:
5.3.6. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na výstupe z obežného kolesa:
5.3.7. Statická teplota vzduchu na výstupe z kolesa:
5.3.8. Statický tlak na výstupe z kolesa:
5.3.9. Hustota toku na výstupe z kolesa:
5.3.10. Určujeme hodnotu rýchlosti na výstupe z kolesa:
5.3.11. Relatívna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa:
5.3.12. Výstupný uhol kolesa:
5.3.13. Uhol výstupu toku z kolesa v absolútnom pohybe:
5.3.14. Uhol oneskorenia toku:
kde je geometrický uhol výstupu prúdu z kolesa odstredivého kompresora.
5.3.15. Faktor zníženia prenesenej energie:
kde je obvodová zložka rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek.
Podľa Stodollovho vzorca je koeficient definovaný ako:
5.3.16. Absolútna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek:
5.3.17. Relatívna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek:
5.3.18. Geometrický uhol výstupu prúdu z kolesa v absolútnom pohybe:
5.3.19. Výsledky výpočtu zapíšte do tabuľky (pozri tabuľku 4).
Tabuľka 4
Výsledky výpočtu
5.3.20. Na milimetrový papier nakreslite trojuholníky rýchlosti na výstupe kolesa odstredivého kompresora a vyneste závislosť .
5.3.21. Uzavrieť.
5.4 POŽIADAVKY NA SPRÁVU
Experiment sa uskutočňuje v podskupinách po 6 ľudí. Každý žiak v podskupine podrobne vypočítal jeden spôsob spotreby. Správa by mala obsahovať tieto časti:
Bibliografia
1. K. V. Kholshchevnikov, O. N. Emin a V. T. Mitrochin, Teória a výpočet lopatkových strojov lietadiel: Učebnica pre vysokoškolských študentov odboru Letecké motory. 2. vyd., prepracované. a doplnkové .- M .: Mashinostroenie, 1986. 432 s., ill.
2. Den G. N. Navrhovanie prietokovej dráhy odstredivých kompresorov: Termogasdynamické výpočty. - L: Strojárstvo. Leningrad. oddelenie, 1980. - 232 s., chor.
3. Čerkasskij V. M. Čerpadlá. Fanúšikovia. Kompresory. Učebnica pre tepelné a energetické odbory vysokých škôl. M., "Energia", 1977
4. Seleznev K. P. Podobuev Yu. S. Teória a výpočet turbokompresorov-L: Strojárstvo, 1968.-408 s., ill.
Jedným zo spôsobov rozšírenia pôsobnosti odstredivých čerpadiel je zmena ich otáčok.
Rýchlosť otáčania rotora odstredivého čerpadla výrazne ovplyvňuje jeho hlavné ukazovatele: prietok Q, hlavu H a výkon na hriadeli čerpadla N.
Pri zmene rýchlosti otáčania rotora odstredivého čerpadla z n1 na n2 otáčok za minútu sa prietok, výška a výkon na hriadeli menia v súlade s rovnicami:
Tieto pomery sa nazývajú zákon proporcionality.
Z vyššie uvedených rovníc zákona proporcionality vyplýva:
Podľa týchto vzorcov sa charakteristiky čerpadla prepočítajú na nový počet otáčok.
Na vytvorenie novej charakteristiky čerpadla pri rýchlosti otáčania n2 je potrebné vziať niekoľko ľubovoľných bodov pri danej charakteristike čerpadla H = f (Q) pri rýchlosti otáčania n1 pri rôznych prívodoch Q a zodpovedajúcich hodnotách H. Ďalej pomocou zákonov proporcionality by sa mali vypočítať prietoky Q2 a tlak H2. Na základe nových hodnôt Q2 a H2 vytvorte nové body a nakreslite cez ne novú charakteristiku čerpadla H=f (Q) pri novom počte otáčok n2.
Pri konštrukcii krivky účinnosti (η-Q) využívajú fakt, že účinnosť čerpadla zostáva pri zmene otáčok v dosť širokom rozsahu prakticky konštantná. Zníženie otáčok na 50 % nespôsobuje prakticky žiadnu zmenu účinnosti čerpadla.
Určenie otáčok hriadeľa čerpadla, ktoré zabezpečuje dodávku vopred stanoveného prietoku vody.
Rýchlosť n2 zodpovedajúca požadovanému prietoku Q2 by sa mala nájsť pomocou vyššie uvedených zákonov proporcionality.
Zároveň by ste mali vedieť, že ak vezmete danú charakteristiku čerpadla H pri rýchlosti otáčania n1, bude charakterizovaná určitými hodnotami prietoku Q1 a tlaku H1. Ďalej, keď sa frekvencia otáčania zníži na n2, pomocou zákonov proporcionality je možné získať nové hodnoty súradníc tohto bodu. Jeho poloha bude charakterizovaná hodnotami Q2 a H2. Ak ďalej znížime rýchlosť otáčania na n3, potom po prepočte získame nové hodnoty Q3 a H3 charakterizujúce bod atď.
Ak spojíme všetky body hladkej krivky, dostaneme parabolu vychádzajúcu z počiatku. Následne pri zmene otáčok hriadeľa čerpadla bude hodnota tlaku a prietoku čerpadla charakterizovaná polohou bodov ležiacich na parabole vystupujúcich z počiatku a nazývaných parabola podobných režimov.
Určiť Q1 a H1 zahrnuté vo vzťahoch
Keďže parabola musí prechádzať bodom so súradnicami Q2 a H2, konštantný koeficient paraboly k nájdeme podľa vzorca:
H2 sa získa z charakteristík potrubia pri danom prietoku Q2 alebo sa vypočíta podľa vzorca:
kde Hg je geometrická výška zdvihu; S je koeficient odporu potrubia.
Na zostavenie paraboly je potrebné zadať niekoľko ľubovoľných hodnôt Q. Priesečník paraboly s charakteristikou čerpadla H pri počte otáčok n1 určuje hodnoty Q1 a H1 a určuje sa rýchlosť otáčania ako
Požadovanú rýchlosť otáčania rotora čerpadla je možné určiť analyticky:
pre vodovodné odstredivé čerpadlá podľa vzorca:
kde n1 a ncons sú normálny a požadovaný počet otáčok za minútu;
Hg je geometrická výška výťahu;
Q nevýhody - požadovaná zásoba;
n a m sú počet potrubných vedení a počet čerpadiel;
a a b sú parametre čerpadla;
S je odpor jedného vedenia vedenia;
pre fekálne odstredivé čerpadlá podľa vzorca.
Čerpadlá sú zvyčajne rozdelené do dvoch hlavných typov: objemný a odstredivé.
Objemové čerpadlá uviesť kvapalinu do pohybu zmenou objemu komory s kvapalinou mechanickými prostriedkami. Objemové čerpadlá predstavujú zaťaženie s konštantným krútiacim momentom na hriadeli, pričom konštrukcia odstredivých čerpadiel predpokladá premenlivý krútiaci moment v závislosti od otáčok.
prenášať hybnosť kvapaliny v dôsledku otáčania obežného kolesa ponoreného do nej. Impulz vedie k zvýšeniu tlaku alebo prietoku na výstupe čerpadla. Tento článok sa zaoberá iba odstredivými čerpadlami.
Odstredivé čerpadlo je zariadenie, ktoré premieňa energiu pohonu na kinetickú energiu kvapaliny jej zrýchlením na vonkajší okraj obežného kolesa - obežné koleso. Ide o to, že vytvorená energia je kinetická. Množstvo energie odovzdanej kvapaline zodpovedá rýchlosti na hrote lopatky obežného kolesa. Čím rýchlejšie je rotácia obežného kolesa alebo čím väčšia je jeho veľkosť, tým vyššia je rýchlosť kvapaliny na okraji lopatky a tým vyššia je energia odovzdaná kvapaline. Vznik prietokového odporu reguluje kinetickú energiu kvapaliny na výstupe z obežného kolesa. Počiatočný odpor vytvára špirálová komora čerpadla (plášť), do ktorej kvapalina vstupuje a spomaľuje sa. Keď sa kvapalina v telese čerpadla spomalí, časť kinetickej energie sa premení na tlakovú energiu. Ide o prietokový odpor čerpadla, ktorý sa zaznamenáva na manometri inštalovanom na výtlačnom potrubí. Čerpadlo vytvára prietok, nie tlak. Tlak je mierou odporu voči prietoku.
Hlava - Prietokový odpor
Príklad:
Predstavte si potrubie s prúdom vody smerujúcim priamo do vzduchu. Tlak je výška, do ktorej voda stúpa.
PRE NEWTONOVSKÉ (PRAVÉ) kvapaliny (neviskózne kvapaliny ako voda a benzín) používame na meranie kinetickej energie generovanej čerpadlom pojem hlava. Hlava je výška vodného stĺpca, ktorú dokáže čerpadlo vytvoriť vďaka kinetickej energii, ktorá sa prenáša do kvapaliny. Hlavným dôvodom použitia hlavy namiesto tlaku na meranie energie odstredivého čerpadla je, že tlak na výstupe čerpadla sa mení so zmenou hmotnosti kvapaliny, ale výška nie.
Preto pomocou pojmu hlava môžeme vždy označiť výkon čerpadla pre akúkoľvek newtonovskú kvapalinu, ťažkú (kyselina sírová) alebo ľahkú (benzín). Nezabúdajte, že dopravná výška súvisí s rýchlosťou, ktorú kvapalina získava pri prechode čerpadlom. Všetky druhy energie dostupnej v systéme prúdenia tekutín možno charakterizovať výškou vodného stĺpca. Súčet rôznych dopravných výšok je celková dopravná výška systému alebo práca, ktorú čerpadlo v tomto systéme vykoná. Rozlišujú sa tieto typy tlakov:
Podmienky čerpadiel
VÝŠKA NASANIA existuje, keď je zásobná nádrž pod stredovou čiarou čerpadla. Geometrická sacia výška je teda vertikálna vzdialenosť od stredovej čiary čerpadla k voľnej hladine tekutiny, ktorá sa má čerpať.
PODPORA nastane, keď je zásobná nádrž (sací zdvih) nad stredovou čiarou čerpadla. Geometrická výška je teda vertikálna vzdialenosť od stredovej čiary čerpadla k voľnej hladine tekutiny, ktorá sa má čerpať.
GEOMETRICKÁ HYDROSTATICKÁ HLAVA je vertikálna vzdialenosť medzi osou čerpadla a bodom voľného prietoku alebo povrchom kvapaliny v zbernej nádrži.
CELKOVÁ HYDROSTATICKÁ HLAVA je vertikálna vzdialenosť medzi voľnou hladinou v zásobnej nádrži a miestom voľného prietoku alebo povrchom čerpanej kvapaliny (v prijímacej nádrži).
STRATA TRENÍM (hf)- straty na prekonanie prietokového odporu, ktorý vzniká v potrubí a odbočkách. Odpor závisí od veľkosti, stavu a typu potrubia, počtu a typu trysiek, prietoku a druhu kvapaliny.
SPEED HEAD (hv)- je to výška vyplývajúca z pohybu tekutiny rýchlosťou V. Rýchlosť hlavy sa dá vypočítať pomocou nasledujúceho vzorca:
hv = v2/2g kde: g = 9,8 m/s, V = rýchlosť tekutiny, m/s
Rýchlostná výška je zvyčajne zanedbateľná a vo väčšine systémov s vysokou spádom môže byť ignorovaná. Môže však hrať významnú úlohu v nízkotlakových systémoch a musí sa s tým počítať.
TLAKOVÁ HLAVA sa musí zvážiť, keď sa čerpací systém začína alebo končí v nádrži s neatmosférickým tlakom. Podtlak v zásobnej nádrži alebo pretlak v prijímacej nádrži sa musí pripočítať k hlave systému, zatiaľ čo pretlak v zásobnej nádrži alebo podtlak v prijímacej nádrži sa musí odpočítať. Vyššie uvedené typy hláv, a to hydrostatická hlava, trecia hlava, rýchlostná hlava a tlaková výška spolu tvoria hlavu systému pri určitej rýchlosti prúdenia.
VÝŠKA VYSÁVANIA (hs) je geometrická sacia výška, berúc do úvahy straty a rýchlostnú výšku. Vákuová sacia výška sa určuje podľa mierky na sacej prírube. Ak sa prekročí povolená výška vákua, v čerpadle vznikne kavitácia.
HYDRODYNAMICKÝ VÝSTUP (hd) je geometrická hydrostatická výška plus rýchlostná výška na výstupnej prírube čerpadla plus celková strata výšky trením vo výtlačnom potrubí. Celková hydrodynamická výška na výstupe (stanovená pri testovaní čerpadla) je údaj merača na výstupnej prírube.
CELKOVÁ HYDRODYNAMICKÁ HLAVA (TDH) je hydrodynamická výška na výstupe, berúc do úvahy vákuovú saciu výšku:
TDH = h d + h s
(keď kvapalina vystúpi do sacej výšky)
TDH = h d - h s
(ak je tam spätná voda)
MOC Práca vykonaná čerpadlom je funkciou celkovej dopravnej výšky a hmotnosti čerpanej kvapaliny za určitý čas. Vzorce zvyčajne používajú objemový prietok čerpadla a špecifickú hmotnosť kvapaliny, a nie skutočnú hmotnosť čerpanej kvapaliny. Príkon (N) je skutočný výkon dodávaný do hriadeľa čerpadla. Dodávka čerpadla alebo čistý hydraulický výkon (Nn) je výkon, ktorý čerpadlo dodáva kvapaline. Tieto dve veličiny sú definované nasledujúcimi vzorcami:
Charakteristiky čerpadla ako prietok, dopravná výška, účinnosť a spotreba energie sú zobrazené graficky na krivkách čerpadla.
Veľkosť čerpadla, 2x3-8, je zobrazená v hornej časti grafu. Čísla 2x3-8 označujú, že výstup (výstup) má 2 palce (môže byť vyjadrený v mm), vstup (sanie) je 3 palce a obežné koleso má priemer 8 palcov. Niektorí výrobcovia označujú tento kód ako 3x2-8. Väčšia z prvých dvoch číslic je vstup. Rýchlosť čerpadla (ot./min) je tiež zobrazená v hornej časti grafu a zobrazuje výkon pri 2960 ot./min.
Všetky informácie sú uvedené pre danú prevádzkovú rýchlosť. Kapacita alebo objemový prietok je zobrazený pozdĺž spodnej časti krivky. Všetky rôzne prietoky sú zobrazené pri prevádzkových otáčkach 2960 ot./min., ale zobrazujú vplyv hlavy, keď je výstup priškrtený. Ľavá strana výkonových kriviek zobrazuje dopravnú výšku generovanú pri rôznych prietokoch.
Graf porovnáva niekoľko kriviek prietoku a hlavy, pričom každá charakterizuje inú (skrátenú) veľkosť obežného kolesa. Pre toto čerpadlo sa rozsah obežného kolesa pohybuje od 5,5 do 8,375 palca Krivky účinnosti sú superponované na grafe (zvislé čiary) a charakterizujú účinnosť tohto čerpadla od 64 do 45 percent. S rastúcou hlavou klesá prietok a účinnosť. Spotreba energie je znázornená ako bodkovaná čiara nakreslená diagonálne z pravej dolnej časti do ľavej hornej časti. Krivky spotreby energie sú uvedené pre rozsah 80 - 325 kW. Pri použití 8“ obežného kolesa s prietokom 250 m/h bude príkon cca 270 kW.
Výkon čerpadla a systému
Krivka čerpadla je jednoduchou funkciou fyzikálnych vlastností čerpadla. Výkonová krivka systému úplne závisí od veľkosti potrubia, jeho dĺžky, počtu a umiestnenia kolien a ďalších faktorov. Priesečník týchto dvoch kriviek je skutočným pracovným bodom. V tomto bode tlak čerpadla zodpovedá systémovým stratám a všetko je vyvážené.
Ak je systém vystavený častým alebo nepretržitým zmenám, je potrebné zmeniť charakteristiky čerpadla alebo parametre systému.
Na zabezpečenie variabilného prietoku sa používajú dve metódy. Jednou z metód je škrtenie, ktoré má za následok zmenu charakteristík systému pomocou škrtiaceho ventilu. Ďalšou metódou je zmena rýchlosti otáčania čerpadla, čím sa mení výkon čerpadla.
Pri tejto metóde dodatočný odpor proti prúdeniu zvyšuje hlavu. Charakteristiky systému na 2 rôznych ventilových pozíciách sú uvedené nižšie.
Na porovnanie použijeme príklad na určenie spotreby energie škrtiaceho systému, potom pre systém s reguláciou otáčok. Používa sa čerpadlo (s 8" obežným kolesom), ktoré beží pri nominálnych otáčkach 2960 ot./min. Čerpadlo je navrhnuté pre prácu v systéme vyžadujúcom dopravnú výšku 250 metrov pri prietoku 250 m/h. Pozri krivku čerpadla nižšie.
Na základe informácií uvedených v grafe môžete zistiť rôzne požiadavky na výkon pri prietokoch uvedených v tabuľke nižšie pre škrtiaci systém.
kde,
Nn- hydraulický výkon (kW)
N- spotreba energie (kW)
Systém s premenlivou rýchlosťou
Na rozdiel od vyššie uvedeného spôsobu, keď je rýchlosť riadená, .
Nižšia rýchlosť čerpadla zmení krivku čerpadla na základe rýchlosti generovanej rýchlosťou čerpanej kvapaliny. Pamätajte, že tento tlak je v 2 / 2 g.
Zákony podobnosti
Súbor vzorcov používaných na predpovedanie činnosti odstredivého čerpadla v ktoromkoľvek prevádzkovom bode na základe pôvodných charakteristík čerpadla sa nazývajú zákony škálovania.
kde,
n= Rýchlosť otáčania čerpadla
Q= Posuv (m/h) R= tlak (m) N= Výkon (kW)
Pomocou rovnakého príkladu ako pri škrtení môžete vypočítať spotrebu energie pre systémy, keď je rýchlosť čerpadla:
kde N- príkon na hriadeli v kW.
Na výpočet hodnôt v zostávajúcich prevádzkových bodoch použite zákony podobnosti.
Je zrejmé, že pri regulácii otáčok je spotreba v režime čiastočného napájania oveľa menšia ako pri škrtení. Na určenie skutočne spotrebovaného elektrického výkonu je potrebné vziať do úvahy aj účinnosť elektrického pohonu. Účinnosť elektromotora pracujúceho zo siete klesá, keď hriadeľ nie je plne zaťažený (ako v prípade škrtenia), zatiaľ čo účinnosť regulovateľného elektrického pohonu zostáva nezmenená, čo prináša ďalšie úspory. Úspora energie bude závisieť od času, počas ktorého bude čerpadlo bežať pri každom nastavení zníženej rýchlosti.
Pre výpočet reálnej úspory je potrebné spotrebu energie vynásobiť počtom hodín prevádzky. Táto hodnota sa potom vynásobí nákladmi na kWh, aby sa zobrazili náklady na prevádzku čerpadla pri každom prietoku. Odpočítajte odber výkonu regulácie otáčok od výkonu škrtiacej klapky, aby ste získali rozdiel v nákladoch na energiu.
V našom príklade sa pri prietoku 200 m/h spotrebuje pri škrtení 240 kW a pri regulácii otáčok je na rovnaký prietok potrebný iba 136,2 kW. Ak je potrebné poskytnúť takýto režim na 2 000 hodín ročne za cenu 2 rubľov za kWh, porovnanie nákladov bude nasledovné:
Systém škrtenia:
240 x 2000 = 480 000 kWh
480 000 x 2 = 960 tisíc rubľov
Systém s premenlivou rýchlosťou:
136,2 x 2000 = 272400 kWh
272400 x 2 = 545 tisíc rubľov
Ukladanie:
960-545 = 415 tisíc rubľov
Tento príklad nebol viazaný na tlak. Hlava neovplyvňuje charakteristiku systému a spotrebu energie pri regulácii napájania. Čím vyššia je hydrostatická výška systému, tým nižší je potenciál úspory energie. Je to spôsobené tým, že charakteristika systému je plochejšia, pretože väčšina energie sa spotrebuje na zdvihnutie kvapaliny do požadovanej výšky.
Upravené od Rockwell Automation, Inc.[Zrušiť odpoveď]
Stránky:
Prevádzka kompresora v sieti.
Charakteristika kompresora určuje celý súbor možných režimov činnosti kompresora. Ak je však kompresor pripojený k sieti, potom špecifický režim jeho prevádzky (hodnoty parametrov p-Q ) určujú aj vlastnosti siete. Tou druhou je závislosť tlakových strát v sieti od prietoku. Spôsob činnosti systému dúchadlo-sieť je určený rovnosťou tlaku (tlaku) vytvoreného dúchadlom k odporu siete.
Tlakové straty v sieti sa rovnajú celkovým stratám trením (straty pozdĺž dĺžky l ) a miestne odpory (s koeficientmi ) vo všetkých jeho prvkoch:
Ale keďže c=Q/F (pozri rovnicu 2.1*) p = kQ 2 , (6.1)
kde k nejaká konštanta pre danú sieť.
Uvažujme najjednoduchšiu ventilačnú sieť pozostávajúcu z jedného úseku vzduchovodu konštantného prierezu na vstupe do ventilátora a jedného na výstupe (obr. 6.1). Plný tlak P p (nadmerné ) pri vstupe do systému z atmosféry je 0 a ďalej v smere pohybu vzduchu klesá o množstvo strát. Tento pokles tlaku je úmerný dĺžke potrubia p l , t.j. graf celkových tlakov je naklonená priamka. dynamický tlak P d neustále (c=konšt ). Preto graf statických tlakov P c \u003d P p - P d je rovnobežná s grafom celkových tlakov.
Obr.6.1 Grafy tlaku v najjednoduchšej ventilačnej sieti
Vo ventilátore celkový tlak stúpne o p (tlak ventilátora), sa stáva kladným a ďalej v dôsledku prítomnosti strát klesá v pomere k dĺžke. AT výstupný úsek do atmosféry sa celkový tlak rovná dynamickému tlaku a statický tlak sa rovná 0.
Z diagramov vyplýva, že tlak ventilátora sa rovná tlakovej strate vo vzduchovom potrubí plus dynamický tlak na výstupe. To však možno pripísať aj stratám, pretože zodpovedajúca kinetická energia sa nenávratne rozptýli v atmosfére.
Ak ventilátor pracuje na nasávanie a vypúšťa vzduch priamo do atmosféry, potom iba časť tlaku ide na prekonanie hydraulických strát s výnimkou dynamického tlaku na výstupe p a.i. : p c = p-p a.i. .
Ide o tzv. statický tlakventilátor a treba to brať do úvahy pri jeho výbere pre danú sieť.
Zo vzorca 6.1 vyplýva, že pre ventilátory je charakteristika siete kvadratická parabola. Ak mu vnútime charakteristiku ventilátora, tak priesečník grafov sieťovej charakteristiky a tlakovej charakteristiky ventilátora (zvyčajne je tzv. prevádzkový bod ) určuje parametre režimu prevádzky ventilátora pre túto sieť (obr. 6.2).
Charakteristika siete je určená inak pre sieť, ktorá na nej pracuje.čerpadlo . Ak na inštaláciu použijeme Bernoulliho rovnicu (2.4), ktorej schéma je na obr. 6.3 a predpokladáme, že ako je to najčastejšie v praxi, P I \u003d P II \u003d P a , potom bude tlak, ktorý je potrebné vytvoriť čerpadlom H=Hg + H , t.j. tlak čerpadla sa používa nielen na prekonanie hydraulických strát ( H ), ale aj na stúpanie kvapaliny H g . Pretože hydraulické straty, ako predtým, sú úmerné Q2 , charakteristika siete pre čerpaciu jednotku bude vyzerať takto:
H \u003d Hg + kQ 2, (Hg \u003d z 2 - z 1 ).
Obr.6.2 Nájdenie pracovného bodu pre Obr.6.2. 6.3 Schéma čerpacej jednotky
ventilátor
Teraz je potrebné túto parabolu skombinovať s charakteristikou čerpadla, aby sa určil pracovný bod (obr. 6.4).
Ryža. 6.4 Nájdenie pracovného bodu 6.5 Smerom k štúdii udržateľnosti
pre sieťové čerpadlo ventilátora
Treba poznamenať, že v nastaveniach s odsávače dymu existuje aj gravitačný tlak spojený s rozdielom hustôt plynu v komíne a vonkajšom vzduchu p e takzvaný samoťah, ktorý „pomáha“ ventilátoru a pri určovaní charakteristík siete sa odpočítava od strát v ceste plynu p \u003d kQ 2 - p e.
Kombinácia charakteristík siete a kompresora tiež umožňuje zvážiť veľmi dôležitú otázku stability prevádzky systému kompresor-sieť.
AT dúchacie sieťové systémymôže dochádzať k periodickým alebo náhodným zmenám prevádzkových režimov (prekážky na výstupe zo siete, kolísanie otáčok motora atď.).
Ak konštantný režim zodpovedá bodu A (obr. 6.5), tak v prípade zvýšenia posuvutlak ventilátora klesá, a zvyšuje sa odpor siete. To spôsobí spomalenie prúdenia a návrat režimu do bodu A. Tu je dotyčnica sklonu sieťovej charakteristiky väčšia ako dotyčnica sklonu charakteristiky dúchadla. Takýto systém je stabilný.
V bode B táto podmienka nie je splnenáa režim je nestabilný. Pri takejto kombinácii foriem charakteristík kompresora a siete odstránenie excitácií nevedie k stabilite režimu a systém zostávaspontánne vibrácieparametre. Takéto samooscilácie sa nazývajú príval .
Výskyt tohto javu v moderných vysokorýchlostných inštaláciách predstavuje veľké nebezpečenstvo z hľadiska únavového zlyhania strojov a potrubí, a preto je prevádzka v podmienkach rázovej vlny neprijateľná.
Kombinácia kompresorov
Potreba inštalovať niekoľko dúchadiel, ktoré spolupracujú, môže nastať v nasledujúcich prípadoch:
1) Výkon alebo tlak zariadení počas prevádzky si vyžadujú výrazné náhle zmeny.
2) Jeden kompresor neposkytuje požadovaný režim prevádzky a výmena za veľkú nie je možná.
3) Je potrebné zvýšiť spoľahlivosť prevádzky zariadenia vytvorením určitej rezervy (nie stopercentnej).
Konzistentná prevádzka kompresorov. Keď sú dúchadlá zapojené do série, vytlačený prúd najprv prechádza prvým dúchadlom (v smere toku) a potom vstupuje do druhého dúchadla atď. Zvyčajne sa snažia zahrnúť do sekvenčnej prevádzky nie viac ako dve kompresory a najoptimálnejšou možnosťou je zahrnúť do prevádzky rovnaké ventilátory.
Krivka 1 nech je charakteristikou prvého kompresora a krivka 2 druhého kompresora (obr. 7.1). Na vytvorenie celkových charakteristík zariadenia pozostávajúceho z dvoch dúchadiel v sérii je potrebné vziať do úvahy, že v každom konkrétnom časovom okamihu je zásoba dúchadiel rovnaká. Q 1 \u003d Q 2 a celkový tlak sa rovná súčtu tlakov oboch kompresorov pri špecifikovanom prietoku P1,2 = P1 + P2.
Účinnosť sériového zapojenia kompresorov výrazne závisí od tvaru sieťovej charakteristiky. Z obr. 7.1 je vidieť, že pri plochej sieťovej charakteristike (krivka I) je zisk posuvu veľmi malý alebo vôbec nie. Zároveň pri strmej charakteristike (krivka II) je tento zisk významný.
Ryža. 7.1 Charakteristika dúchadiel, Obr. 7.2 Charakteristiky dúchadiel,
pracujúce v sérii pracujúce paralelne
O paralelná prevádzka kompresorov(obr. 7.2) cez každé z preplňovačov prechádza vlastný prúd. Súčasne musí mať systém aspoň jednu sekciu, cez ktorú prechádza celkový prietok.
Celková charakteristika inštalácie je založená na skutočnosti, že tlak v každej z vetiev je rovnaký R1 = R2 = R 1,2 . Celkový prietok zariadenia počas prevádzky dvoch strojov sa rovná súčtu prívodov každého z dúchadiel Q 1,2 \u003d Q 1 + Q 2 . Na rozdiel od sekvenčnej prevádzky, v tomto prípade so strmou charakteristikou siete II, je spoločná prevádzka dúchadiel zjavne nevhodná.
Ak nakreslíme vodorovnú čiaru cez priesečník sieťovej charakteristiky s celkovou charakteristikou dúchadiel, potom sa ukáže, že pretína charakteristiku dúchadla 2 v oblasti záporných prívodov, čo znamená pohyb tekutiny. v ňom opačným smerom. O reze charakteristiky, nakreslenej na obr. 7.2 vľavo od osi P bodkovanou čiarou, hovoria, že sa nachádza v druhom kvadrante. V prípade sekvenčnej prevádzky, znázornenej na obr. 7.1, keď sa charakteristika siete I mení v smere klesajúceho odporu siete, dúchadlo 2 pracuje pri podtlaku, alebo, inými slovami, vytvára odpor, ktorý musí dúchadlo 1 prekonávať. Zodpovedajúca časť charakteristiky nakreslená na obr. 7.1 umiestnená v kvadrante IV bodkovanou čiarou.
Potreba charakteristík dúchadiel v II a IV kvadrantoch vzniká pri projektovaní zariadení pre spoločnú prevádzku a niektorých ďalších prípadoch, s ktorými sa v praxi stretávame.
Prípady mimoprojektových charakteristík siete.
V praxi navrhovania a prevádzky ventilačných, vykurovacích a iných systémov sa môžu vyskytnúť prípady, keď sa skutočná charakteristika siete líši od vypočítanej.
a) sieť je vypočítaná s nadmernou tlakovou rezervou. V tomto prípade má skutočná charakteristika siete plochejší tvar (obr. 7.3). Výkon je vyšší, než sa očakávalo Q>Q str . Na určenie vhodných hodnôt výkonu a účinnosti. je potrebné nakresliť zvislú čiaru cez pracovný bod (t. j. priesečník tlakovej krivky kompresora a charakteristiky siete), kým sa nepretne s krivkami N(Q) a (Q) . Pri tom sa môže ukázať, že N>N str a hrozí nebezpečenstvo preťaženia motora. To platí najmä pre ventilátory s dopredu zahnutými lopatkami, kde sa výkonová krivka zvyšuje monotónne. To isté sa deje v prípade zvýšeného úniku siete.
b) sieť je kalkulovaná s podhodnotením strát. Charakteristika siete prebieha strmšie. Výkon bude nižší ako vypočítaný, čo môže byť neprijateľné z hľadiska systému, ktorý vykonáva svoju hlavnú funkciu, napríklad zabezpečuje požadovanú výmenu vzduchu.
Ryža. 7.3 Prípady mimoprojektovej charakteristiky siete
Regulácia dúchadiel.
Skutočný výkon dúchadla sa môže líšiť od vypočítaného v dôsledku zmien charakteristík siete. V niektorých prípadoch môže byť potrebné zmeniť skutočný výkon.
V niektorých prípadoch vzniká potreba zmeny výkonu v dôsledku zmien v technologickom procese inštalácií, ktoré obsahujú kompresor. Takže napríklad pri znížení zaťaženia kotlov je potrebné znížiť výkon odsávačov a dúchadiel. Preto musia mať kompresory prostriedky regulácia výkon.
V zásade možno takúto reguláciu dosiahnuť:
1) zmena charakteristík siete;
2) zmena charakteristík kompresora;
3) zmena počtu spoločne (paralelne) pracujúcich strojov.
V prvom prípade sa zmena odporu siete aplikuje pomocou takzvaných škrtiacich zariadení (“škrtenie"). V čerpacích jednotkách sú to zvyčajne posúvače (ventily), vo ventilátoroch klapky, posúvače, škrtiace klapky. Ako bude ukázané nižšie, ide o najmenej ekonomický spôsob regulácie, ale, žiaľ, v praxi (najmä u čerpadiel) pre svoju jednoduchosť najčastejšie.
V niektorých prípadoch, v závislosti od tvaru krivky výkonu, je jeho použitie vo všeobecnosti neprijateľné. Hovoríme o kompresoroch, ktorých výkonová krivka klesá v určitom rozsahu, t.j. . Avšak v prípadoch, keď je škrtenie aj mimoriadne neekonomické.
Ryža. 8.1 Ovládanie škrtiacej klapky
Na obr. 8.1 počiatočná charakteristika I zodpovedá pracovnému bodu R1, Q1 . V dôsledku škrtenia (zvýšenie odporu siete) má sieťová charakteristika tvar II a súradnice pracovného bodu P2, Q2 . Zároveň ten tlak R dr \u003d R2-R1 sa stráca v zariadení škrtiacej klapky, t.j. na prekonanie strát v potrubnej sieti I sa používa iba tlak R c1 . Preto účinnosť inštalácia (ventilátor + škrtiaca klapka) bude:
a efektívnosť ventilátor pri výkone Q2:
potom:
Vzhľadom na to, že hodnota R dr / R 2 často presahuje 50 %, potom je nízka účinnosť uvažovaného spôsobu regulácie zrejmá.
Na rozdiel od škrtenia je to najúspornejší spôsob reguláciezmena rýchlosti otáčaniaobežné koleso, pretože ak charakteristika siete prechádza počiatkom, v tomto prípade je zachovaná podobnosť rýchlostných trojuholníkov a tým aj hodnota účinnosti. Ak napríklad účinnosť bola v oblasti maximálnej hodnoty, potom ostane rovnako vysoká aj pri zmene otáčok obežného kolesa dúchadla (to platí, ako už bolo spomenuté, pre sebepodobný interval č. Re ). V tomto prípade sa však časť energie stráca v zariadeniach na reguláciu samotnej rýchlosti otáčania.
V kompresoroch sa spravidla ako pohon používajú striedavé motory s rotorom nakrátko, ktoré sa prakticky vôbec nedajú ekonomicky ovládať. Existujú však motory s premenlivým počtom pólových párov dvojrýchlostný . Práve tie by sa mali pokúsiť objednať, ak je potrebné regulovať kompresory.
V zahraničí sa na pohon čerpadiel a ventilátorov čoraz viac využívajú elektrické pohony s frekvenčnou reguláciou pomocou polovodičových meničov (tyristorov).
Cenovo dostupným a veľmi ekonomickým spôsobom zmeny rýchlosti otáčania obežných kolies dúchadiel je použitie vymeniteľných remeňových remeníc. To je užitočné, ak sa rýchlosť posuvu mení zriedka, napríklad počas sezónneho prispôsobenia.
Oveľa ekonomickejšia ako škrtenie je regulácia zmenou charakteristiky použitia kompresoravodiace lopatky. Účinok vodiacich lopatiek má zmeniť moment hybnosti c 1u r pri vstupe do obežného kolesa. Avšak, teoretický tlak Pt \u003d c 2u r 2 - c 1u r 1 sa zníži, ak vírenie prúdu smeruje k rotácii obežného kolesa ( c 1u >0 ). Dalo by sa očakávať, že o c 1u<0 (krútenie proti otáčaniu kolesa) tlak sa zvýši, ale v skutočnosti k tomu nedochádza. Uplatňuje sa teda len „downregulácia“, t.j. c1u >0.
Obr.8.2 Axiálna vodiaca lopatka Obr.8.3 Zjednodušená vodiaca lopatka
Zvyčajne sa používaaxiálne vodiace lopatky(obr. 8.2), ktoré sú sústavou plochých lopatiek, ktoré sa otáčajú na osiach prechádzajúcich otvormi v tele. Lopatky sa súčasne otáčajú v rovnakých uhloch a vychyľovaním toku vytvárajú jeho skrútenie.
Známe sú zjednodušené vodiace lopatky, ktorých lopatky sú inštalované paralelne k sebe vo vstupných boxoch ventilátorov (obr. 8.3).
8.1 Výber ventilátorov
V dôsledku výpočtu ventilačnej siete sa určí režim prevádzky ventilátora ( p-Q ) a potom by ste si mali vybrať ventilátor, ktorý tento režim poskytuje najhospodárnejšie.
Označenie typov radiálnych (radiálnych) ventilátorov obsahuje:
Písmeno B, čo znamená "ventilátor";
písmeno C, čo znamená "odstredivé" ("radiálne");
Číslo rovné päťnásobku tlakového koeficientu v nominálnom režime;
Číslo rovné rýchlosti ventilátora v nominálnom režime.
Nominálny režim je režim ventilátora, pri ktorom sa dosiahne maximálna hodnota účinnosti.
V súčasnosti sa vyrábajú ventilátory V.Ts4-75, V.Ts4-76, V.Ts14-46, V.Ts10-28 atď.
Ventilátory sa vyrábajú v rôznych prevedeniach v závislosti od fyzikálnych vlastností dopravovaného média. Ventilátory v štandardnom prevedeníuniverzálne ventilátoryurčené na pohyb vzduchu a iných neagresívnych zmesí plynov s teplotou nepresahujúcou 80 °C C, neobsahujúce prach a iné pevné nečistoty v množstve viac ako 100 mg/m 3 alebo lepkavé a vláknité materiály.
Ak tieto podmienky nie sú splnené, použijú sa ventilátoryšpeciálny účel. Tie obsahujú:
Ventilátory odolné voči korózii, ktoré môžu pohybovať agresívnymi zmesami plynov;
Neiskrové ventilátory sa používajú na pohyb výbušných zmesí plynov. Tieto ventilátory sú vybavené elektromotormi odolnými proti výbuchu a kryty a obežné kolesá takýchto ventilátorov sú najčastejšie vyrobené z hliníka;
Prachové ventilátory pre pohyb zmesí prachu, plynu a vzduchu s obsahom pevných nečistôt do 1000 g/m2 3 . Prietoková časť prachových ventilátorov je vyrobená tak, aby sa znížilo abrazívne opotrebenie častí ventilátora, ako aj aby sa zabránilo možnosti prilepenia prachu. Ich označenie obsahuje písmeno P („zaprášené“) V.TsP6-45, V.TsP7-40 atď.
Konštrukčné vlastnosti všetkých vyššie uvedených ventilátorov budú popísané nižšie.
Pre ventilačné systémy vyžadujúce nízke tlaky s výrazným výkonom je vhodné zvoliť nie radiálne, ale axiálne ventilátory. Pre všeobecné priemyselné vetranie sa najčastejšie používajú axiálne ventilátory typu V.O-06-300 a V.O2.3-130.
Ventilátory každého typu sa vyrábajú so štandardnými priemermi obežného kolesa, ktoré tvoria rad priemerov alebo rad štandardných veľkostí. Tento rozsah zahŕňa: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 mm. Vejár každého z týchto priemerov sa zvyčajne označuje „číslom“ veľkosťou priemeru vyjadrenou v decimetroch, t.j. rad čísel: č. 2, 2,5, 3,15, 4 atď.
Voľba počtu ventilátorov a otáčok začína podľa súhrnnej charakteristiky (obr. 5.3). V tomto prípade sa vezme krivka najbližšie k bodu. p-Q , získané podľa výpočtu ventilačného systému. Ďalej je špecifikovaný prevádzkový režim na základe toho, kde je charakteristika siete (podľa vypočítaných údajov p-Q ) prekročí prijatú krivku súhrnného grafu.
Je zrejmé, že čím bližšie sú susedné hodnoty priemerov obežných kolies, tým presnejšie je možné vybrať ventilátor pre danú úlohu a zabezpečiť túto úlohu s najväčšou účinnosťou. Preto továrne vyrábajú ventilátory so strednými priemermi: menej a viac ako vyššie uvedené nominálne hodnoty o 5 alebo 10%.
Každá z kriviek súhrnného grafu na obrázku 5.3 má označenie, ktoré obsahuje nasledujúce informácie:
1. Symbol typu ventilátora. Napríklad pre fanúšikov V.Ts4-75 písmeno E.
2. Označenie priemeru obežného kolesa: 090 pri D=0,9Džiadne M ; 095 pri D=0,95 D nom; 100 pri D=D nom atď.
3. Poradové číslo prevádzkovej charakteristiky zodpovedajúcej rýchlosti otáčania pre daný ventilátor, označené arabskou číslicou.
4. V niektorých prípadoch môže byť tento ventilátor pri danej rýchlosti otáčania vybavený motormi rôzneho výkonu pre rôzne úseky charakteristiky. Výkonový index je označený veľkým písmenom (a, b atď.).
Ak je napríklad symbol charakteristiky E3.15.105-1a, tak hovoríme o ventilátore V.Ts4-75 č.3.15 s priemerom obežného kolesa 1,05D.žiadne M , s rýchlosťou otáčania n=1365 ot./min., s motorom 0,25 kW.
Konečné rozhodnutie o výbere ventilátora (so špecifikáciou všetkých jeho parametrov dodávky, vyvinutého tlaku, účinnosti, výkonu) sa robí na základe individuálnych charakteristík tohto ventilátora. Parametre motora sú zvyčajne uvedené v tabuľke priloženej k charakteristike.
Treba mať na pamäti, že ventilátory sa odporúčajú používať s nasledujúcimi skutočnými hodnotami účinnosti: f 0,85 max . Rozsah prevádzkových režimov ventilátora, v ktorých je splnená špecifikovaná podmienka, sa bežne nazývacharakteristiky pracovnej oblasti ventilátor.
Súhrn a jednotlivé charakteristiky sú uvedené pre prevádzkové podmienky ventilátora zodpovedajúce bežným atmosférickým podmienkam: barometrický tlak 101,3 kPa (760 mm Hg), teplota 20 C, hustota vzduchu 1,2 kg/m 3 .
Pre iné atmosférické podmienky je potrebné tlak prepočítať na skutočnú hustotu podľa vzorca 5.3. kde:
kde v skutočný barometrický tlak (mm Hg); t teplota v С; 0 \u003d 1,2 kg / m 3.
Konštrukcia odstredivých dúchadiel
DIZAJN VENTILÁTOROV
Radiálne ventilátory malých rozmerov (do č. 10) sa skladajú z nasledujúcich hlavných komponentov (obr. 9.1): obežné koleso 1 namontované na hriadeli motora 5, skriňa 2, sacie potrubie 3 a rám 4. Pre ventilátory veľkého počtu je obežné koleso sedí na vlastnom hriadeli, upevnené v ložiskách a spojené s elektromotorom spojkou alebo remeňovým pohonom (obr. 9.2)
Ryža. 9.1 Dizajn radiálneho ventilátora 9.2 Štrukturálne diagramy ventilátor-
Nové inštalácie
Obežné kolesá ventilátorov V.Ts4-75 majú 8 dozadu zahnutých listových lopatiek, ventilátory V.Ts14-46 majú 32 dopredu zahnutých lopatiek. Čepele 1.1 sú pripevnené na jednej strane k zadnému kotúču 1.2, na druhej strane k prednej 1.3. Zadný kotúč je namontovaný na 1,4-kovom náboji sediacom na hriadeli.
Teleso tvorí zváraná konštrukcia z oceľového plechu pozostávajúca zo špirálového plášťa a plochých bočných stien. Špirálovitá stena sa kreslí metódou "návrhárskeho štvorca" (obr. 9.3). Tu je strana námestia a rovná 1/4 "otvoru" tela ALE . To druhé je zvyčajne A = 0,6 D2.
Ryža. 9.3 Skrutkové puzdro 9.4 Prachový ventilátor V.TsP-6-45-8
Vstupná odbočná rúrka je tiež vyrobená zváraním z oceľového plechu a má kužeľovitý tvar u ventilátorov V.Ts4-75. Posteľ má zváranú konštrukciu z plechu a uhlovej ocele.
Existuje niekoľko rôznych schém na prepojenie ventilátora s elektromotorom – ide o tzvdizajnov(obr. 9.2).
V prevedení 1 sú vyrábané všetky ventilátory V.Ts4-75 do č.10 vrátane. Väčšie veľkosti, od 12,5 najčastejšie v 6. verzii. Ventilátory V.Ts14-46 - v 1. verzii.
Ventilátory 5. a 7. verzie sú dvojvtokové, ktoré sa vyznačujú výrazne vyššími prietokmi ako ventilátory iných verzií.
Ventilátory sú klasifikované podľa smeru otáčania.pravá rotácia(obežné koleso sa pri pohľade zo sacej strany otáča v smere hodinových ručičiek) a rotácia doľava (koleso sa otáča proti smeru hodinových ručičiek).
Je určené umiestnenie výfukového potrubia ventilátorapolohu tela. Polohu skrine udáva uhol meraný zo smeru "zvisle nahor" v smere otáčania obežného kolesa (pri pohľade zo strany sacieho potrubia). Bežné hodnoty 0 , 90 , 180 , 270 ; menej časté 45 , 135 , 215 atď.
Najpoužívanejšie prachové ventilátory sa vyrábajú v dvoch typoch: TsP6-45 a TsP7-40. Ventilátory TsP6-45 majú obežné kolesá s 8 plochými lopatkami umiestnenými radiálne (obr. 9.4). Chýbajú predné a zadné kotúče. Tieto konštrukčné vlastnosti sú spojené s potrebou zabrániť usadzovaniu a lepeniu prachu na povrchu častí obežného kolesa.
V stavebníctve ventilátory odolné voči koróziipoužité: nehrdzavejúca oceľ, zliatiny titánu, plasty.
Ako skutočne bezpečné ventilátorypoužívajú sa ventilátory vyrobené zo zliatin hliníka a rôznych kovov. Tieto sú vyrobené z bežnej uhlíkovej ocele, okrem prívodnej rúrky, ktorej časť smerujúca ku kolesu je vyrobená z mosadze, čo eliminuje iskrenie pri dotyku častí rotujúceho kolesa o pevný povrch rúrky.
Používajú sa na montáž priamo na strechy budovstrešné ventilátory; najčastejšie sa používajú bez siete vzduchových potrubí na zabezpečenie všeobecného odsávacieho vetrania. Schéma radiálneho strešného ventilátora je znázornená na obr. 9.5, kde 1 je obežné koleso, 2 je motor, 3 je skriňa.
Ryža. 9.5 Radiálna strecha Obr. 9.6 Odstredivé čerpadlo typu K
ventilátor
DIZAJN PUMPAČKY
Najbežnejším typom odstredivého čerpadla je jednostupňové čerpadlo s koncovým saním. Na obr. 9.6 je znázornené čerpadlo typu K (konzola). Tu je 1 kryt krytu, 2 je kryt, 3 je predné tesnenie. Obežné koleso 4 sedí na hriadeli 9 a je upevnené maticou 5. Zostava tesnenia obsahuje upchávkové tesnenie 6, ktoré je pritlačené vekom 8, na ochranu hriadeľa pred opotrebovaním slúži objímka 7. Hriadeľ 9 je namontovaný vo valivých ložiskách 11.
Čerpadlá sa používajú v systémoch zásobovania teplom:
1) SE pre prehriatu vodu s teplotami 120 a 180 .
2) SD dvojité sanie pre prehriatu vodu s rovnakými parametrami.
3) D s obojstranným prívodom prietoku (obojstranný);
4) K a KM konzolové jednostupňové s vodorovným hriadeľom;
5) Ks, KsD, KsV, KsVD kondenzát (s teplotami do 120 ).
Obežné koleso je z liatiny alebo v špeciálnych prípadoch z bronzu.
Teleso čerpadla slúži na napájanie a odvádzanie prúdu z obežného kolesa, premenu kinetickej energie na potenciálnu energiu a tiež na spojenie všetkých pevných častí čerpadla do jedného spoločného celku - statora.
Na vnímanie radiálneho a axiálneho zaťaženia pôsobiaceho na rotor sa používajú valivé alebo klzné ložiská.
V miestach, kde hriadeľ vychádza z puzdra, sú inštalované tesnenia, zvyčajne typu upchávky. Účinok tesnenia upchávky spočíva v tom, že upchávka stlačená objímkou sa rozdelí do strán a pritlačí na pohyblivý povrch hriadeľa. Tým sa dosiahne utesnenie medzi otočným hriadeľom a stacionárnym puzdrom.
Podľa počtu obežných kolies môžu byť čerpadlá jedno- a viacstupňové. Podľa polohy hriadeľa - vertikálne a horizontálne. Po dohode pre vodu (studenú, horúcu, čistú alebo s nečistotami), pre tekuté chemikálie, viskózne kvapaliny.
Bojujte proti axiálnym silám v odstredivých čerpadlách.
Axiálne sily vznikajú v odstredivých kompresoroch ako dôsledok prítomnosti tlakov rôznej veľkosti a smeru, ktoré pôsobia na obežné kolesá z prednej (nasávacej) a zadnej strany. Okrem toho axiálna sila vyplýva z dynamického pôsobenia prúdu vstupujúceho do obežného kolesa. Vo veľkých viacstupňových odstredivých čerpadlách môžu axiálne sily dosiahnuť niekoľko desiatok ton.
Jedným zo spôsobov, ako znížiť axiálnu silu, jevyrovnávanie tlakuna oboch stranách obežného kolesa. To sa dá dosiahnuť vŕtanímviaceré otvoryv zadnom disku obežného kolesa v blízkosti náboja, alebo pomocou špeciálnychspojovacie rúrky, spájajúce oblasť s nízkym tlakom (vstup do obežného kolesa) a oblasť vysokého tlaku (za obežným kolesom). Nevýhodou tejto metódy je zníženie objemovej účinnosti. čerpadlo v dôsledku pretečenia časti prietoku cez otvory (alebo rúrky).
Ďalším spôsobom je použitievyloženie disku (hydraulická päta).
Najracionálnejšia konštrukcia odstredivých čerpadiel, v ktorých je axiálny tlak takmer nepostrehnuteľný, je konštrukcia čerpadieldvojité sanie(typ D). Prívod prúdenia k obojstranným kolesám je realizovaný z dvoch strán a axiálne sily sú vzájomne kompenzované. Zvyčajne sa jedná o čerpadlá s horizontálnym deleným plášťom, pričom výstupné potrubie je umiestnené v spodnej časti, čo umožňuje opravu čerpadla s odstráneným horným plášťom bez odpájania potrubí. Okrem toho bolo zosilnené tesnenie.
Obežné kolesá všetkých čerpadiel majú dozadu zahnuté lopatky..
Aerohydrodynamika a konštrukčné prvky axiálnych kompresorov.
Na zváženie činnosti axiálnych kompresorov sa používa teória plochých profilových mriežok. Ak je valcová časť s polomerom r a potom ho nasadiť na rovinu, získate takzvanú plochú mriežku profilov. Hlavné geometrické parametre mriežky: t - rozstup lopatiek rovný vzdialenosti medzi podobnými bodmi susedných profilov (obr. 10.2); b - profilová tetiva; - uhol čepele. Každý z profilov sa vyznačuje aj hrúbkou s a šípka vychýlenia f . Vo výpočtoch sa používajú relatívne hodnoty: c=c/baf=f/b , ako aj hustota mriežky \u003d b / t.
Všetky relatívne rozmery sa získajú vydelením rozmeru tetivou lopatky.
Ryža. 10.1 Schéma axiálneho kompresora 10.2 Mriežka axiálnych profilov
Preplňovač
Obrázok 10.2 tiež zobrazuje rýchlostné trojuholníky na vstupe a výstupe z profilového poľa: u 1; w1; c 1 - prenosné, relatívne a absolútne rýchlosti na vstupe a u 2; w2; c 2 - na výstupe, w porov. - geometrická stredná relatívna rýchlosť v mriežke: w porov. = (w1 + w2)/2.
Ak okolo profilu nakreslíte uzavretý obrys S (obr.10.2) a označte uhol medzi rýchlosťou w a dotyčnica k obrysu, potom na určenie rýchlosti obehu G je potrebné vypočítať integrál (obr. 10.3)
Alebo cez tangenciálne zložky relatívnej rýchlosti na vstupe w 1u a výstup w 2u obeh pre celý lopatkový systém obežného kolesa:
Gk \u003d (w 2u -w 1u) t.
Ale z Eulerovej rovnice (3.4), ktorá platí rovnako pre odstredivé aj axiálne stroje
w 2u -w 1u \u003d p t / u
keďže pre axiálny kompresor u 2 \u003du 1 \u003d u; w 1u -w 2u =с 2u -с 1u .
Touto cestou,
P t \u003d rG na u / t.
Alebo prejdeme na bezrozmerné množstvá:
t \u003d 2G do,
kde t = P t / u 2 /2; G do \u003d G do / ut.
Výpočet G až a teoretické aerodynamické charakteristiky axiálneho kompresora pre dané geometrické parametre sú popísané v knihe I. V. Brusilovského „Aerodynamický výpočet axiálnych ventilátorov“.
Veľkosť obehu umožňuje vypočítať vztlakovú silu profilu krídla, t.j. zložka sily pôsobiaca zo strany prúdenia na profil v smere kolmom na vektor w porov (obr.) pomocou známej vety N.E. Žukovského:
R y \u003d w cf G
Pri zmene z teoretického tlaku P t na p Je tiež potrebné vziať do úvahy tlakové straty v prvkoch dráhy toku: p=P t - P .
Straty v dráhe prúdenia sú spojené na jednej strane s prúdením okolo systému lopatiek (profilové straty), na druhej strane s trením na valcových plochách skrine a puzdra obežného kolesa, ako aj s pretečením kvapaliny. cez medzery medzi koncami lopatiek a krytom (sekundárne). Pri výpočte sa veľkosť strát dá určiť z experimentálnych údajov uvedených napríklad v spomínanej knihe I.V.Brusilovského.
V súčasnosti sa axiálne ventilátory pre všeobecné priemyselné použitie s listovými lopatkami vyrábajú podľa dvoch aerodynamických schém: V.06-300 a V.2.3-130.
Obežné koleso ventilátora B.06-300 pozostáva z valcového puzdra s tromi zvarenými plechovými lopatkami. Uhol lopatky je = 22 na strednom polomere.
Na rozdiel od nich majú ventilátory B.2.3-130 okrem obežného kolesa aj výstupnú usmerňovaciu lopatku. Obežné koleso má 12 plechových lopatiek s uhlom = 36.
Množstvo štandardných veľkostí týchto ventilátorov obsahuje čísla od 4 do 10.
Načítava...
