Гидравлические и аэродинамические машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 3

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ДОНБАСЬКА ДЕРЖАВНА АКАДЕМІЯ БУДІВНИЦТВА І АРХІТЕКТУРИ

КАФЕДРА «ТЕПЛОТЕХНІКА, ТЕПЛОГАЗОПОСТАЧАННЯ І ВЕНТИЛЯЦІЯ»

КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЙ

«Гидравлические и аэродинамические машины»

Составил: Маркин А.М.

Макіївка 2001

Содержание

1. Классификация гидравлических машин

2. Основные понятия и законы механики жидкости в теории насосов и вентиляторов

3. Теоретические основы лопастных машин. Уравнение Эйлера

4. Теоретические характеристики лопастных нагнетателей. Влияние формы лопастей

5. Формы представления характеристик нагнетателей. Подобие нагнетателей

6. Работа нагнетателя в сети

7. Совместная работа нагнетателей

8. Регулирование работы нагнетателей

9. Конструкция центробежных нагнетателей

10. Аэро-гидродинамика и элементы конструкций осевых нагнетателей

11. Установка вентиляторов. Борьба с шумом и вибрацией

12. Установка насосов. Явление кавитации. Высота всасывания

13. Объёмные нагнетатели

14. Струйные нагнетатели

15. Тягодутьевые машины

Литература

1. Классификация гидравлических машин

Гидравлические машины служат либо для передачи энергии от перемещающегося потока жидкости вращающемуся валу машины, либо для передачи энергии вращения вала движущемуся потоку. В первом случае речь идёт о турбинах, во втором - о нагнетателях. В нашем курсе для случаев, когда перемещающейся средой является воздух, принят термин аэродинамические машины.

В системах ТГВ используются именно нагнетатели, поэтому рассмотрим классификацию этих машин (рис.1.1).

Рис.1.1 Классификация гидравлических машин

Лопастные и объёмные нагнетатели кардинально различаются по принципу действия. Принцип действия объёмных машин состоит в периодическом всасывании среды из одного пространства в некоторый постепенно увеличивающийся объём и затем в сокращении этого объёма, который сопровождается выбрасыванием среды в другое пространство.

В поршневых нагнетателях периодическое изменение объёма происходит за счёт возвратно-поступательного движения поршня в цилиндре. В качестве примера ротационного нагнетателя на рис.1.3б показан пластинчатый нагнетатель. Здесь цилиндрический ротор эксцентрично расположен внутри цилиндрического статора. Ротор имеет цилиндрические пазы, в которых перемещаются пластины, разделяющие пространство между ротором и статором на ряд не сообщающихся камер, объём которых при каждом обороте сначала увеличивается (всасывание), а затем уменьшается (нагнетание).

Другая разновидность ротационных нагнетателей - шестерёнчатые - это пара шестерен, находящихся в зацеплении. В них "камеры", образованные между зубом одной шестерни и впадиной другой, перемещаясь по окружности, периодически сообщаются то с пространством всасывания, то нагнетания.

Все приведенные выше объёмные машины являются герметизирующими, т.е. разделяющими области всасывания и нагнетания, как во время движения рабочих органов, так и в состоянии их покоя.

На ином принципе основаны лопастные нагнетатели (рис.1.2). Воздействие их на поток является динамическим, оно возникает только в процессе движения лопаток относительно перемещаемой среды. При остановленном роторе это действие прекращается, области всасывания и нагнетания оказываются сообщающимися, и существование разности давлений между этими областями становится невозможным.

Лопастные машины различаются в зависимости от направления потока на входе и на выходе из рабочего колеса. У центробежных (радиальных, рис.1.2а) нагнетателей направление потока на входе - вдоль оси вращения, на выходе - радиальное. У осевых нагнетателей (рис.1.2б) - и на входе и на выходе - параллельно оси вращения. У диаметральных нагнетателей (рис.1.2в) направление потока на входе - по радиусу к центру, на выходе - по радиусу от центра к периферии.

В струйных нагнетателях (рис.1.4) рабочая среда перемещается за счёт энергии высокоскоростной струи активного (эжектирующего) потока. При этом происходит смешение рабочего и перемещаемого потоков.

Область применения нагнетателей в системах ТГВ

Большинство вентиляционных установок гражданских, общественных и промышленных зданий оборудовано центробежными (радиальными) вентиляторами. В системах общеобменной вентиляции широко используются осевые и крышные вентиляторы. Радиальные вентиляторы применяются в теплогенерирующих установках (ТГУ) в качестве дымососов и дутьевых вентиляторов. В установках ТГУ находят также широкое применение осевые и центробежные насосы (перемещение теплоносителей, подпитка котлов, подача воды в камеры орошения и др.).

Краткий исторический обзор

Устройства для перемещения воды и воздуха были известны ещё в глубокой древности. Для подачи воды в оросительные каналы использовались водоподъёмные колёса (колеса с черпаками на периферии), для привода которых использовалась энергия течения рек. Для подачи воздуха с целью поддержания огня или с целью проветривания подземных выработок было известно использование мехов, которые приводились мускульной силой. В древней Греции известен был поршневой насос Ктезебрия.

Развитие машинного способа производства стимулировало решение ряда задач в области гидравлических машин. Следует в особенности выделить работы Л.Эйлера, который заложил основы теории турбомашин. Классическая схема центробежного насоса появилась в начале ХIХ века в США. В России в 1832 г. А.А.Саблуков предложил конструкцию центробежных вентиляторов для проветривания шахты и заводских помещений. Широкое распространение центробежных нагнетателей стало возможным после появления электродвигателей в конце прошлого века. Современная теория лопастных нагнетателей основывается на работах Н.Е.Жуковского (Россия), Л.Прандтля (Германия), О.Рейнольдса (Англия). Большую роль сыграли работы учеников Н.Е.Жуковского и в первую очередь работы И.А.Ушакова в области вентиляторостроения. В области насосостроения могут быть названы И.И. Куколевский, Т.Ф.Проскура и А.А.Ломакин.

В настоящее время научные исследования в области вентиляторостроения ведутся в ЦАГИ им. Н.Е.Жуковского д.т.н. Брусиловским, д.т.н. Т.С. Соломаховой и др. В области насостроения также работы выполняются во ВНИИ гидромашины, Харьковском и Донецком технических университетах и других организациях, разрабатывающих нагнетатели для конкретных отраслей (например, шахтной).

гидравлический машина нагреватель вентилятор

2. Основные понятия и законы механики жидкости в теории насосов и вентиляторов

В насосах перемещаются несжимаемые жидкости (капельные), для которых плотность практически постоянная [кг/м³] = const. Вентиляторы перемещают воздух или газовоздушные смеси, т.е. среды, в которых вообще проявляется сжимаемость и плотность зависит от давления = f(p). Однако, поскольку степень повышения давления здесь очень невелика, в большинстве случаев в расчётах вентиляторов перемещаемая среда принимается несжимаемой (т.е. = const). Жидкость и газы обладают свойством сопротивляться касательным усилиям при движении - вязкостью. Однако для упрощения некоторых задач в теории нагнетателей мы будем абстрагироваться от этого свойства, и рассматривать жидкость невязкую.

Для анализа течения в элементах гидравлических машин используются следующие понятия: линия тока - т.е. линия, касательная к которой в каждой точке в данный момент времени совпадает с направлением скорости; трубка тока - поверхность, которая образуется, если в потоке провести бесконечно малый контур и через все точки этого контура провести линии тока. Поток внутри этого объёма (ограниченного поверхностью трубки тока) называется элементарной струйкой. Для совокупности элементарных струек, образующих течение внутри канала конечного поперечного сечения (рис.2.1) из закона сохранения массы следует уравнение неразрывности:

G = ₁F₁ = ₂F₂ = const; (2.1)

Где: G - массовый расход жидкости, кг/с,

_i - плотность жидкости,кг/м³,

- средняя скорость потока в сечении, м/с,

F_i - площадь проходного сечения, м².

Индексы 1 и 2 относятся к соответствующим сечениям (рис.2.1).

Рис. 2.1 Течение жидкости в каналах Рис. 2.2 Характеристика нагнетателя

Для несжимаемой жидкости = const, и объёмный расход:

Q = c_срF = const. (2.1*)

Из закона сохранения количества движения (для установившегося во времени течения) изменение количества движения секундной массы жидкости между двумя контрольными сечениями равно сумме всех сил, приложенных к жидкости.

G(-) = F. (2.2)

Если представить себе, что участок канала, показанный на рис. 2.1, вращается вокруг некоторой оси, а расстояние соответствующих сечений до оси вращения равны r₁ и r₂, то из уравнения момента количества движения следует, что изменение момента количества движения секундной массы равно моменту всех внешних сил:

G(₂r₂-₁r₁) = M. (2.3)

Где: ₁ и ₂ - окружные (тангенциальные) скорости.

Ещё один закон сохранения - сохранение энергии приводит к одному из фундаментальных уравнений гидромеханики - уравнению Бернулли. Если в контрольных сечениях 1 и 2 поля скоростей равномерны, а давления в этих сечениях равны Р₁ и Р₂, то

(2.4)

Все члены этого уравнения имеют линейную размерность и носят наименование напор, однако можно показать их энергетический смысл. Действительно, если масса жидкости поднята на высоту Z над некоторой плоскостью сравнения, то в поле силы тяжести она обладает потенциальной энергией положения mgZ. Отнеся эту энергию к весу жидкости, мы найдём, что величина Z представляет собой потенциальную энергию положения единицы веса. Можно убедиться, что величина c²/2g является кинетической энергией единицы веса жидкости, а величина P/g представляет собой работу сил давления, отнесенную к единице веса жидкости. Величина H - работа сил вязкости, которая теряется, переходя в тепловую энергию, поэтому она называется потерей энергии или потерей напора.

Для систем, в которых работают вентиляторы, принята форма уравнения Бернулли, полученная путем умножения уравнения 2.4 на g, при этом гравитационным давлением gZ можно пренебречь, ввиду малости величины для воздуха. Тогда

(2.5)

где P - потери давления между сечениями 1 и 2.

Если между сечениями 1 и 2 потоку сообщается энергия нагнетателем, то уравнения 2.4 и 2.5 приобретают вид:

где H и P напор и давление нагнетателя.

Для насосов принято использовать понятие напор, а для вентиляторов - давление.

Из приведенных выше уравнений следует, что напор насоса - это, по сути, повышение полного напора в насосе, т.е. разность между полными напорами на выходе из насоса и на входе. Аналогично давление вентилятора - это разность полных давлений на выходе и на входе.

Производительностью (подачей) нагнетателя называют количество жидкости, подаваемое в единицу времени Q [м³/с] или G [кг/с].

Другими основными параметрами являются мощность на валу нагнетателя N [Вт] и коэффициент полезного действия (к.п.д.) , который измеряется либо в долях единицы, либо в процентах.

Для подбора нагнетателей для конкретных условий эксплуатации и для решения других важных задач очень большое значение имеют их характеристики. Характеристики нагнетателей, как правило, представляют собой графики зависимостей H(Q) или P(Q); N(Q) и (Q). Пример таких характеристик приведен на рис. 2.2.

3. Теоретические основы лопастных машин. Уравнение Эйлера

Основной целью теоретического расчёта нагнетателя является, обычно, определение теоретического давления Р_Т. Рассмотрим процесс обмена энергией между рабочим колесом радиального нагнетателя и потоком. Для упрощения вывода искомых зависимостей будем рассматривать не пространственное течение, а плоский случай - течение в сечении рабочего колеса плоскостью, перпендикулярной оси его вращения (рис. 3.1).

Течение жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса нагнетателя можно представить как сложное. Если ввести подвижную систему координат, связанную с рабочим колесом и вращающуюся вместе с ним, то абсолютное движение жидкости относительно неподвижного наблюдателя можно рассматривать как сумму относительного движения (во вращающейся системе) и переносного движения (вращения) самой этой системы.

При этом абсолютная скорость может быть получена как векторная сумма относительной скорости и переносной . Относительная скорость внутри межлопаточного канала с увеличением числа лопаток приближается по направлению к касательной к лопатке. Переносная скорость , вызванная вращением, направлена по касательным к окружностям, проведенным из центра вращения. На входе в межлопастные каналы (рис.3.1) u₁=r₁, на выходе u₂₌r₂, где - угловая скорость вращения рабочего колеса.

Рис. 3.1 Треугольники скоростей в рабочем колесе

Векторы ; ; а также ; ; образуют т.н. треугольники скоростей на входе и на выходе из рабочего колеса. Заметим, что в расчете чаще всего рассматривается случай, когда поток на входе в рабочее колесо не закручен и вектор направлен по радиусу.

Выделим в потоке элементарную струйку, ограниченную бесконечно близко расположенными поверхностями тока и радиусами r₁ и r₂ и применим к ней теорему момента количества движения (уравнение 2.3).

При этом обозначим массовый расход элементарной струйки dG; окружные тангенциальные скорости и (проекции абсолютной скорости на направление касательной); момент внешних сил для элементарной струйки

. (3.1)

Суммарный момент

. (3.2)

Умножая обе части этого уравнения на угловую скорость колеса , получим мощность, сообщаемую потоку рабочим колесом - гидравлическую мощность:

N_г=G(c_2uu₂-c_1uu₁).

Ранее мы условились называть напором энергию, сообщаемую единице веса жидкости g, поэтому напор:

. (3.3)

Это т.н. теоретический напор, поскольку считалось, что вся гидравлическая мощность передается потоку, т.е. не учитывались потери энергии в проточной части нагнетателя.

Применительно к вентиляторам определяется давление Р=Hg. Следовательно, теоретическое давление нагнетателя определится по формуле (которая является одной из форм уравнения Эйлера):

. (3.4)

Все виды потерь в нагнетателях делятся на три вида: гидравлические, объёмные и механические.

Гидравлические потери вызваны необходимостью преодоления гидравлических сопротивлений в проточной части нагнетателя - Н.

Действительный напор:

Н=H_Т-H . (3.5)

или переходя к давлениям:

P=P_Т-P . (3.6)

Гидравлическое совершенство проточной части нагнетателя характеризуется значением гидравлического к.п.д.

, (3.7)

. (3.9)

Объёмные потери вызваны утечками жидкости внутри нагнетателя, которые ведут к уменьшению подачи нагнетателя Q по сравнению с подачей рабочего колеса Q'. Объёмные утечки равны Q=Q'-Q.Эти потери характеризуются объёмным к.п.д.

. (3.10)

Механические потери вызваны трением наружной поверхности рабочего колеса и других деталей ротора о жидкость, трение в уплотнениях и трение в подшипниках и передаче - N_тр.

Механический к.п.д.

. (3.11)

Полный к.п.д.

=_гобм .

4. Теоретические характеристики лопастных нагнетателей. Влияние формы лопастей

Уравнение Эйлера позволяет построить теоретическик характеристики нагнетателей, т.е. зависимости теоретического напора (или теоретического давления) и гидравлической мощности от подачи. Из треугольников скоростей (рис.3.1) следует, что тангенциальная составляющая c_2u абсолютной скорости c₂:

c_2u=u₂-c_2rctg₂, (4.1)

где ₂ - угол выхода потока из рабочего колеса.

Радиальная проекция абсолютной скорости c_2r из уравнения неразрывности

, (4.2)

где b₂ - ширина рабочего колеса на выходе.

Заметим также, что в расчётах чаще всего рассматривается случай, когда на входе в рабочее колесо отсутствует закручивание потока, т.е. вектор c₁ совпадает по направлению с радиусом и, таким образом, c_1u = 0.

Тогда из уравнения Эйлера (3.3), используя выражения (4.1) и (4.2), получим:

,

Обозначая постоянные

,

можно записать:

H_T=A-BQctg₂. (4.3)

Таким образом, теоретическая характеристика Н_T = f(Q). Это уравнение прямой линии, наклон которой зависит от угла ₂ (рис.4.1), т.е. от угла выхода потока из рабочего колеса. Последний в свою очередь определяется формой лопаток, т.к. направление выхода потока из колеса (направление скорости w₂) в первом приближении совпадает с направлением касательной к лопатке, проведенной к выходной кромке (рис.3.1).

Принято различать (по форме лопатки) три типа рабочих колёс лопастных нагнетателей:

1) ₂ < 90 - колёса с лопатками загнутыми назад;

2) ₂ > 90 - колёса с лопатками загнутыми вперёд;

3) ₂ = 90 - колёса с радиальными лопатками.

Из нагнетателей, применяемых в системах ТГВ, рабочие колеса I типа применяются повсеместно в центробежных насосах, в большинстве центробежных (радиальных) вентиляторов и в подавляющем большинстве дымососов. В некоторых дымососах сохранились колеса с радиальными лопатками (III тип). Такие же колеса применяются в специальных пылевых вентиляторах. В вентиляторах с широкими рабочими колесами ("барабанного" типа) применяются лопатки загнутые вперёд.

Последние никогда не применяются в насосах. Причины этого будут объяснены в последующих лекциях.

Уравнение 4.3 может быть преобразовано для определения давления:

Р_T = A' - B'Qctg₂, (4.4)

где A' = Ag и B' = Bg

Теперь можно определить теоретическую (гидравлическую) мощность:

N_Г = P_ТQ = A'Q - B'Q²ctg₂.

Из этого уравнения становятся понятными различия в форме кривых N_Г для колёс разного типа, показанные на рис. 4.1.

Для перехода от теоретических к действительным характеристикам нагнетателей необходимо учесть гидравлические потери в проточной части H (P). Тогда действительное давление определяется из выражения (3.4), а действительный напор из выражения (3.3).

Гидравлические потери в элементах нагнетателя могут быть ориентировочно определены как произведение соответствующих значений коэффициентов потерь и динамических давлений. Так, для колеса

.

Причём , а, учитывая, что , можно увидеть, что потери пропорциональны квадрату подачи. Тот же квадратичный характер зависимости гидравлических потерь от подачи имеет место и для других элементов машины (за исключением корпуса).

Таким образом, для грубой оценки формы кривых действительных характеристик мы можем получить их вычитанием из линейных зависимостей (4.3) и (4.4) некоторых квадратичных парабол, как это сделано на рис. 4.2.

Рис. 4.1 Теоретические характеристики Рис. 4.2 Построение действительной лопастного нагнетателя характеристики лопастного нагнетателя

5. Формы представления характеристик нагнетателей. Подобие нагнетателей

Используемые на практике характеристики лопастных нагнетателей строятся на основании аэродинамических или гидродинамических испытаний. Обычно на одном графике одновременно приводятся кривые напора Н (давления Р), мощности N и к.п.д. (рис. 5.1). Если приведены характеристики, относящиеся к одному диаметру - одному типоразмеру нагнетателя (см. ниже), то они называются индивидуальными. В ряде случаев индивидуальные характеристики представляются для нескольких скоростей вращения (рис.5.2). При подборе нагнетателей наибольший интерес представляют сводные характеристики, когда на одном графике представлены характеристики, относящиеся к разным диаметрам определённого типа (рис.5.3).

Рис.5.1 Индивидуальные характеристики центробежных нагнетателей а) с лопатками, загнутыми вперёд ристика вентилятора В-Ц4-75-2.5, б) с лопатками, загнутыми назад

Приведенные на рис. 5.2 характеристики вентиляторов построены в координатах logP(logQ), при таком построении форма кривых, относящихся к разным типоразмерам и скоростям вращения становится одинаковой и эти кривые лишь смещены параллельно-поступательно в системе координат.

Характеристики какого-либо нагнетателя могут быть вычислены по известным (на основании испытаний) характеристикам другого нагнетателя (модели), если удовлетворяются условия подобия.

Во-первых, нагнетатели должны быть геометрически подобны, т.е. все размеры отнесенные к диаметру рабочего колеса одного нагнетателя (относительные размеры), должны быть равны относительным размерам другого.

Во-вторых, числа Рейнольдса Re для этих нагнетателей не должны отличаться настолько существенно, что это отличие сказывается на величине к.п.д. (кинематическое подобие) Обычно стремятся к тому, чтобы оба числа Рейнольдса находились в области автомодельности. Для вентиляторов, например, число Рейнольдса для модели обычно обеспечивают не менее 310⁶. При больших значениях числа Re оно уже не влияет на аэродинамические параметры вентилятора. В принципе, влияние числа Re может быть учтено при определении характеристик.

Используя преобразованное уравнение Эйлера

и переходя к действительным напорам,

H = H_Т - H = H_{Т г}

(5.1)

Пусть для одной из подобных машин (модели) известны характеристики H₀(Q₀); N₀(Q₀) и необходимо определить характеристики другой подобной машины H(Q) и N(Q).В подобных машинах в сходственных точках наблюдается подобие треугольников скоростей (кинематическое подобие). Тогда

,

и учитывая, что ,

 (5.2)

При сохранении подобия треугольников скоростей, имеем:

Сделав подобные выкладки (воспользовавшись уравнением 5.1), для напоров получим следующее выражение:

(5.3)

Переходя к давлениям, получим:

(5.3')

Учитывая, что мощность N=PQ, можно получить формулу пересчета для мощности

(5.4)

Из формул пересчета следует, что для геометрически подобных машин и подобных режимов работы следующие безразмерные комплексы есть величины постоянные:



На практике обычно используют следующие безразмерные коэффициенты:

подачи давления мощности

Если теперь построить зависимости (); () и () то мы получим безразмерные характеристики нагнетателя.

Выпускаемые заводами вентиляторы данного типа (например, Ц4-75 или Ц14-46) являются геометрически подобными. Вентиляторы имеют определенные стандартные диаметры рабочих колес, при этом образуется ряд диаметров (200, 250, 315 мм и т.д.) или, иначе говоря, ряд типоразмеров данного типа. Понятно, что безразмерные характеристики являются общими для всех типоразмеров данного типа.

Еще один параметр, общий для заданного типа нагнетателя - это удельная быстроходность:

Этот параметр показывет, с какой частотой (об/мин) должно вращаться рабочее колесо нагнетателя, чтобы при расходе 1 м³/с было обеспечено полное давление 1 Па.

Для насосов принят коэффициент быстроходности:

Рис. 5.3 Сводная характеристика вентиляторов типа В.Ц4-75

6. 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 = kQ², (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 Q², характеристика сети для насосной установки будет иметь вид:

H=H_г+ kQ², (H_г=z₂-z₁).

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 = kQ²- 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.

7. 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 Q₁=Q₂, а общее давление равно сумме давлений обоих нагнетателей при указанной подаче

Р_1,2=Р₁+Р₂.

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 Р₁=Р₂=Р_1,2. Общая подача установки при работе двух машин равна сумме подач каждого из нагнетателей Q_1,2=Q₁+Q₂. 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. 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.

8. Регулирование работы нагнетателей

Как следует из предыдущей лекции, 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 Р₁, Q₁. В результате дросселирования (увеличения сопротивления сети), характеристика сети приобретает форму II, а рабочая точка - координаты Р₂, Q₂. При этом давление Р_др=Р₂-Р₁ 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 Q₂:

.

Тогда:

Если учесть, что величина Р_др/Р₂ 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_1ur на входе в рабочее колесо. При этом теоретическое давление P_т=c_2ur₂-c_1ur₁ 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.

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 80С, не содержащих пыли и других трёрдых примесей в количестве более 100 мг/м³ 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/м³. 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 (в последующих лекциях).

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 (лекция 5) 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.: _ф0.85_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 20С, плотность воздуха 1.2 кг/м³.

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/м³.

9. 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 вентиляторных установок

Рабочие колёса вентиляторов В.Ц4-75 имеют по 8 загнутых назад листовых лопаток, у вентиляторов В.Ц14-46 - 32 лопатки, загнутые вперёд (лекция 4). 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=0.6D₂.

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);

...