Гидравлические и аэродинамические машины

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

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

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

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

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

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

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

Борьба с осевыми усилиями в центробежных насосах.

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

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

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

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

Рабочие колёса всех насосов имеют лопатки, загнутые назад.

10. Аэро-гидродинамика и элементы конструкций осевых нагнетателей

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

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

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

На рис.10.2 также показаны треугольники скоростей на входе и на выходе из решетки профилей: u₁; w₁; c₁ - соответственно переносная, относительная и абсолютная скорости на входе и u₂; w₂; c₂ - на выходе, w_ср. - средняя геометрическая относительная скорость в решетке: w_ср.=(w₁+w₂)/2.

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

Или через тангенцильные составляющие относительной скорости на входе w_1u и на выходе w_2u циркуляция для всей лопаточной системы рабочего колеса:

Г_к=(w_2u-w_1u)t.

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

w_2u-w_1u=р_т/u

поскольку для осевого нагнетателя u₂=u₁=u; w_1u-w_2u=с_2u-с_1u.

Таким образом,

Р_т=rГ_кu/t.

Или, переходя к безразмерным величинам:

_т=2Г_к,

где _т=Р_т/u₂/2; Г_к=Г_к/ut.

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

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

Р_у=w_срГ

При переходе от теоретического давления P_т к p необходмио так же, как и в лекции 3, учесть потери давления в элементах проточной части: p=P_т-P.

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

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

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

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

Ряд типоразмеров этих вентиляторов включает номера от 4 до 10.

11. Установка вентиляторов. Борьба с шумом и вибрацией

При установке вентиляторов необходимо выполнить определённые требования, общие для разных типов этих машин. Перед установкой необходимо проверить соответствие намеченных к установке вентиляторов и электродвигателей данным проекта. Особое внимание следует обратить направлению вращения рабочих колёс, обеспечить требуемые зазоры между вращающимися и неподвижными деталями, проверить состояние подшипников (отсутствие повреждений, грязи, наличие смазки).

Наиболее прост монтаж электровентиляторов (конструктивное исполнение 1, см. лекцию 9). При установке вентиляторов других конструктивных исполнений очень важно тщательно центрировать геометрические оси валов вентилятора и электродвигателя, если они соединяются с помощью муфт. При наличии ременной передачи необходимо тщательно контролировать установку шкивов вентилятора и двигателя в одной плоскости, степень натяжения ремней, их целостность.

Валы у радиальных вентиляторов должны быть строго горизонтальны, валы крышных вентиляторов - строго вертикальны.

Корпуса электродвигателей должны быть заземлены, соединительные муфты и ременные передачи - ограждены. Всасывающие и выхлопные отверстия вентиляторов, не присоединённые к воздуховодам, должны быть защищены сетками.

Показателем хорошего качества монтажа вентилятора является сведение к минимуму вибраций. Вибрации - это колебательные движения элементов конструкций под действием периодических возмущающих сил. Расстояние между крайними положениями колеблющихся элементов называют вибросмещением. Скорость движения точек вибрирующих тел меняется по гармоническому закону. Среднеквадратическое значение скорости нормируется для вентиляторов (v6.7 мм/с).

Если монтаж выполнен правильно, то причиной вибраций является неуравновешенность вращающихся масс из-за неравномерности распределения материала по окружности рабочего колеса (из-за неравномерности сварных швов, наличия раковин, неравномерного износа лопаток и т.д.). Если колесо узкое, то центробежные силы, вызванные неуравновешенностью Р, можно считать расположенными в одной плоскости (рис.11.1). В случае широких колёс (ширина колеса более 30% его наружного диаметра) может появиться пара сил (центробежных), периодически изменяющих своё направление (с каждым оборотом), и поэтому тоже вызывающая вибрации. Это так называемая динамическая неуравновешенность (в отличие от статической).

Рис. 11.1 Статическая (а) и динамическая (б) Рис. 11.2 Статическая балансировнеуравновешенность рабочего колеса ка рабочего колеса

В случае статической неуравновешенности, для её устранения применяют статическую балансировку. Для этого закреплённое на валу рабочее колесо помещают на балансировочные призмы (рис. 11.2), установленные строго горизонтально. При этом рабочее колесо будет стремиться занять положение, при котором центр неуравновешенных масс находится в крайнем нижнем положении. Уравновешивающий груз, величина которого определяется экспериментально (путём нескольких попыток), должен устанавливаться в верхнем положении и, в конце концов, надёжно привариваться к задней поверхности рабочего колеса.

Динамическая неуравновешенность при невращающемся роторе (рабочем колесе) никак не проявляется. Поэтому заводы-изготовители должны проводить динамическую балансировку всех вентиляторов. Она выполняется на специальных станках при вращении ротора на гибких опорах.

Таким образом, борьба с вибрациями начинается с балансировки рабочих колёс. Другим путём снижения вибраций вентилятора является установка их на виброизолирующих основаниях. В простейших случаях могут применяться резиновые прокладки. Однако, более эффективны специальные пружинные виброизоляторы, которые могут поставляться комплектно с вентиляторами заводами-изготовителями.

С целью уменьшения передачи вибраций от нагнетателя по воздуховодам, последние необходимо подсоединять к вентилятору с помощью мягких (гибких) вставок, которые представляют собой манжеты из прорезиненой ткани или брезента длиной 150-200 мм.

Как виброизоляторы, так и гибкие вставки не влияют на величину вибрации нагнетателя, они служат лишь для её локализации, т.е. не дают ей распространяться от нагнетателя (где она зарождается) на строительные конструкции, на которых устанавливается нагнетатель, и на систему воздуховодов (трубопроводов).

Вибрации элементов конструкции вентиляторов являются одним из источников шума, создаваемого этими машинами. Шум определяют как звуки, воспринимаемые человеком негативно и наносящие вред здоровью. Шум вентиляторов, вызванный вибрациями, называют механическим шумом (сюда же следует отнести шум от подшипников электродвигателя и рабочего колеса). Поэтому основным способом борьбы с механическим шумом является снижение вибраций вентилятора.

Другая важнейшая составляющая шума вентилятора - шум аэродинамического происхождения. Вообще шумы - это всякие нежелательные звуки, раздражающе действующих на человека. Количественно звук определяется звуковым давлением, но при нормировании шума и в расчётах по шумоглушению используется относительная величина - уровень шума в дБ (децибелах). Также измеряется и уровень звуковой мощности. В общем случае шум - совокупность звуков различной частоты. Максимальный уровень шума имеет место на основной частоте:

f=nz/60, Гц;

где n - скорость вращения, об/мин, z - число лопаток рабочего колеса.

Шумовой характеристикой вентилятора называют обычно совокупность значений уровней звуковой мощности аэродинамического шума в октавных частотных полосах (т.е. при частотах 65, 125, 250, 500, 1000, 2000 Гц (спектр шума)), а также зависимость уровня звуковой мощности от расхода.

Для большинства нагнетателей минимум уровня аэродинамического шума соответствует номинальному режиму работы нагнетателя (или находится вблизи него).

12. Установка насосов. Явление кавитации. Высота всасывания

Требования к установке нагнетателей в части устранения вибраций и шума в полной мере относится к установке насосов, однако, говоря об установке насосов, необходимо иметь в виду некоторые особенности их эксплуатации. Простейшая схема установки насоса показана на рис. 12.1. Вода через приёмный клапан 1 попадает во всасывающий трубопровод и затем в насос, и затем через обратный клапан 2 и задвижку 3 в напорный трубопровод; насосная установка оборудуется вакууметром 4 и манометром 5.

Рис. 12.1 Схема насосной установки

Поскольку при отсутствии воды во всасывающем трубопроводе и насосе при пуске в работу последнего разрежение во входном патрубке далеко недостаточно для подъёма воды до уровня всасывающего ответвления, насос и всасывающий трубопровод необходимо заливать водой. Для этой цели служит ответвление 6, закрываемое пробкой.

При установке крупных насосов (с диаметром входного патрубка более 250 мм) заполнение насоса производится с помощью специального вакуумного насоса, создающего глубокий вакуум при работе на воздухе, достаточный для подъёма воды из приёмного колодца.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление имеет место вблизи входа в лопастную систему на вогнутой стороне лопастей, где относительная скорость достигает максимального значения, а давление - минимального. Если в этой области давление понизится до величины давления насыщенного пара при данной температуре, то возникает явление, называемое кавитацией.

Сущность кавитации состоит во вскипании жидкости в области пониженного давления и в последующей конденсации паровых пузырьков при перемещении кипящей жидкости в область повышенного давления. В момент смыкания пузырька происходит точечный резкий удар и давление достигает в этих точках очень большой величины (несколько мегапаскалей). Если пузырьки в этот момент находятся вблизи поверхности лопасти, то удар приходится на эту поверхность и вызывает местное разрушение металла. Это так называемый питтинг - множество мелких раковин (как при оспе).

Причём, происходит не только механическое разрушение поверхностей лопаток (эррозия), но и интенсифицируются процессы электрохимической коррозии (для рабочих колёс, сделанных из чёрных металлов - чугуна и нелигированных сталей.

Следует отметить, что такие материалы, как латунь и бронза гораздо лучше противостоят вредным воздействиям кавитации, но эти материалы весьма дороги, поэтому изготовление рабочих колёс насосов из латуни или бронзы должно быть соответствующим образом обосновано.

Но кавитация вредна не только потому, что разрушает металл, но и потому, что в кавитационном режиме резко снижается к.п.д. и другие параметры насоса. Работа насоса в этом режиме сопровождается значительным шумом и вибрациями.

Работа насоса при начальной стадии кавитации нежелательна, но допускается. При развитой кавитации (образование каверн - отрывных зон) работа насоса недопустима.

Основной мерой против кавитации в насосах является соблюдение такой высоты всасывания Н_вс (рис. 12.1), при которой кавитация не наступает. Такая высота всасывания называется допустимой.

Пусть Р₁ и с₁ - давление и абсолютная скорость течения перед рабочим колесом. Р_а - давление на свободной поверхности жидкости, Н - потери напора во всасывающем трубопроводе, тогда уравнение Бернулли:

отсюда

Однако, при обтекании лопатки, на её вогнутой стороне, местная относительная скорость , может быть еще больше, чем во входном патрубке w₁ (w₁ - относительная скорость в сечении, где абсолютная равна с₁)

(12.1)

где -коэффициент кавитации, равный:

Условием отсутствия кавитации является Р₁>Р_t,

где Р_t - давление насыщенных паров перемещаемой жидкости, которое зависит от свойств жидкости, её температуры, атмосферного давления.

Назовём кавитационным запасом превышение полного напора жидкости над напором, соответствующим давлению насыщенных паров.

Определяя из последнего выражения и подставляя в 12.1, получим:

Величина кавитационного запаса может быть определена по данным кавитационных испытаний, публикуемых заводами-изготовителями.

13. Объёмные нагнетатели

ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ

На рис. 13.1 показана схема простейшего поршневого насоса (см. лекц. 1) одностороннего всасывания с приводом через кривошипно-шатунный механизм. Передача энергии потоку жидкости происходит за счёт периодического увеличения и уменьшения объёма полости цилиндра со стороны клапанной коробки. При этом указанная полость сообщается то со стороной всасывания (при увеличении объёма), то со стороной нагнетания (сокращение объёма), путём открытия одного из клапанов; другой клапан при этом закрывается.

Рис. 13.1 Схема поршневого насоса Рис. 13.2 Индикаторная диаграмма одностороннего действия поршневого насоса

Изменение давления в указанной полости описывается так называемой индикаторной диаграммой. При движении поршня из крайнего левого положения вправо, в цилиндре создаётся разрежение Р_р, жидкость увлекается за поршнем. При движении поршня справа налево давление возростает до величины Р_наг, и жидкость выталкивается в нагнетательный трубопровод.

Площадь индикаторной диаграммы (рис. 13.2), измеренная в Нм/м², представляет собой работу поршня за два хода, отнесённую к 1 м² его поверхности.

В начале всасывания и в начале негнетания имеют место колебания давления, обусловленные влиянием инерции клапанов и «прилипанием» их к соприкасающимся поверхностям (сёдлам).

Подача поршневого насоса определяется размерами цилиндра и числом ходов поршня. Для насосов одностороннего действия (рис. 13.1):

,

где: n - число двойных ходов поршня в минуту; D - диаметр поршня, м; S - ход поршня, м; _о - объёмный к.п.д.

Объёмный к.п.д. учитывает, что часть жидкости теряется через неплотности, а часть теряется через клапаны, которые закрываются не мгновенно. Он определяется при испытаниях насоса и составляет обычно _о = 0.7-0.97.

Положим, что длина кривошипа R много меньше длины шатуна, т.е. R/L0.

Двигаясь из левого крайнего положения в правое, поршень проходит путь х=R-Rcos, где - угол поворота кривошипа.

Тогда скорость движения поршня

, где (13.1)

Ускорение поршня:

Очевидно, всасывание жидкости в клапанную коробку и нагнетание из неё происходят крайне неравномерно. Это вызывает возникновение инерционных сил, нарушающих нормальную работу насоса. Если обе части выражения (13.1) умножить на площадь поршня D²/4, мы получим соответствующую закономерность для подачи (рис. 13.3)

Поэтому жидкость будет двигаться неравномерно по всей системе трубопроводов, что может привести к усталостному разрушению их элементов.

Рис. 13.3 График подачи поршневого насоса Рис. 13.4 График подачи поршневого одинарного действия насоса двойного действия

Одним из методов выравнивания подачи является использование насосов двойного действия (рис. 13.5), в которых за один оборот приводного вала происходит два хода всасывания и два хода нагнетания (рис. 13.4).

Другой способ повышения равномерности подачи заключается в применении воздушных колпаков (рис. 13.4). Воздух, заключённый в колпаке, служит упругой средой, выравнивающей скорости движения жидкости.

Полная работа поршня за двойной ход

, а мощность , кВт.



Рис. 13.5 Схема поршневого насоса двойного действия с воздушным колпаком

Это так называемая индикаторная мощность - площадь индикаторной диаграммы. Действительная мощность N больше индикаторной на величину потерь механического трения, что определяется величиной механического к.п.д.

ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

По своему принципу действия, основанному на вытеснении рабочей среды поршнем, поршневой компрессор напоминает поршневой насос. Однако рабочий процесс поршневого компрессора имеет существенные отличия, связанные со сжимаемостью рабочей среды.

На рис. 13.6 показана схема и индикаторная диаграмма поршневого компрессора одинарного действия. На диаграмме (v) по оси абсцисс отложен объём под поршнем в цилиндре, однозначно зависящий от положения поршня.

Двигаясь из правого крайнего положения (точка 1) влево, поршень сжимает газ в полости цилиндра. Всасывающий клапан закрыт в течение всего процесса сжатия. Нагнетательный клапан закрыт до тех пор, пока разность давлений в цилиндре и нагнетательном патрубке преодолеет сопротивление пружины. Затем нагнетательный клапан открывается (точка 2) и поршень вытесняет газ в нагнетательный трубопровод вплоть до точки 3 (крайнее левое положение поршня). Затем начинается движение поршня вправо вначале при закрытом всасывающем клапане, затем (точка 4) он открывается и газ поступает в цилиндр.

Рис. 13.6 Схема и индикаторная диаграмма Рис. 13.7 Схема шестерёнчатого насоса поршневого компрессора

Таким образом, линия 1-2 соответствует процессу сжатия. В поршневом компрессоре теоретически возможны:

Политропный процесс (кривая 1-2 на рис. 13.6).

Адиабатный процесс (кривая 1-2'').

Изотермический процесс (кривая 1-2').

Протекание процесса сжатия зависит от теплообмена между газом в цилиндре и окружающей средой. Поршневые компрессоры выполняются обычно с водяным охлаждением цилиндра. При этом процесс сжатия и расширения являются политропными (с показателями политропы n<k, n=1.2…1.35).

Вытолкнуть весь газ из цилиндра невозможно, т.к. поршень не может вплотную подойти к крышке. Поэтому часть газа остаётся в цилиндре. Объём, занятый этим газом, называется объёмом вредного пространства. Это приводит к уменьшению объёма всасываемого газа V_вс. Отношение этого объёма к рабочему объёму цилиндра V_р, называется объёмным коэффициентом _о=V_вс/V_р.

Теоретическая объёмная подача поршневого компрессора

.

Действительная подача Q=_оQ_т.

Работа компрессора расходуется не только на сжатие газа, но и на преодоление сопротивления трения

A=A_ад+A_тр.

Отношение А_ад/А=_ад называется адиабатическим к.п.д. если исходить из более экономичного изотермического цикла, то получим так называемый изотермический к.п.д.

_из=А_из/А, А=А_из+А_тр.

Если работу А умножить на массовую подачу G, то получим мощность компрессора:

N_i=AG - индикаторная мощность;

N_ад=A_адG - при адиабатном процессе сжатия;

N_из=A_изG - при изотермическом процессе сжатия.

Мощность на валу компрессора N_в больше индикаторной на величину потерь на трение, что учитывается механическим к.п.д.: _м=N_i/N_в.

Тогда общий к.п.д. компрессора =_изм.

ШЕСТЕРЕНЧАТЫЕ НАСОСЫ

Схема шестеренчатых насосов приведена на рис. 13.7.

Находящиеся в защеплении зубчатые колеса 1, 2 помещены в корпус 3. При вращении колес в направлении, указанном стрелками, жидкость поступает из полости всасывания 4 во впадины между зубьями и перемещается в напорную полость 5. Здесь при входе зубьев в защепление происходит вытеснение жидкости из впадины.

Минутная подача шестеренчатого насоса приближенно равна:

Q=А(D_г-А)вn_о,

где: А - межцентровое расстояние (рис. 13.7); D_г - диаметр окружности головок; в - ширина шестерен; n - частота вращения ротора, об/мин; _о - объемный к.п.д., находящийся в пределах 0.7...0.95.

ПЛАСТИНЧАТЫЕ НАСОСЫ

Простейшая схема пластинчатого насоса показана на рис. 13.8. В корпусе 1 вращается эксцентрично расположенный ротор 2. В радиальных канавках, выполненных в роторе, перемещаются пластины 3. Участок внутренней поверхности корпуса ав и сd, а также пластины отделяют полость всасывания 4 от полости нагнетания 5. Вследствие наличия эксцентриситета e, при вращении ротора жидкость переносится из полости 4 в полость 5.

Рис. 13.8 Схема пластинчатого насоса Рис. 13.9 Схема водокольцевого вакуум-насоса

Если эксцентриситет выполнен постоянным, то средняя подача насоса равна:

Q=f_аlzn_о,

где f_а - площадь пространства между пластинами, при пробегании его по дуге ав; l - ширина ротора; n - частота вращения, об/мин; _о - объемный к.п.д.; z - количество пластин.

Пластинчатые насосы применяются для создания давлений до 5 МПа.

ВОДОКОЛЬЦЕВЫЕ ВАКУУМ-НАСОСЫ

Насосы этого типа применяются для отсасывания воздуха и создания вакуума. Устройство такого насоса показано на рис. 13.9. В цилиндрическом корпусе 1 с крышками 2 и 3 эксцентрично расположен ротор 4 с лопастями 5. При вращении ротора вода, частично заполняющая корпус, отбрасывается к его переферии, образуя кольцевой объем. При этом объемы, находящиеся между лопастями, изменяются в зависимости от их положения. Поэтому возникает всасывание воздуха через серповидное отверстие 7,сообщающееся с патрубком 6. В левой части (на рис. 13.9), где объем уменьшается, происходит вытеснение воздуха через отверстие 8 и патрубок 9.

В идеальном случае (при отсутствии зазора между лопастями и корпусом) вакуум-насос может создавать во всасывающем патрубке давление, равное давлению насыщения пара. При температуре T=293 К оно будет равно 2.38 кПа.

Теоретическая подача:

,

где D₂ и D₁ - внешний и внутренний диаметры рабочего колеса, м; а - минимальное погружение лопасти в водяное кольцо, м; z - число лопастей; b - ширина лопасти; l - радиальная длина лопасти; s - толщина лопасти, м; n - частота вращения, об/мин; _о - объёмный к.п.д.

14. Струйные нагнетатели

Струйные нагнетатели получили широкое применение в качестве элеваторов на вводе теплосетей в здания (для обеспечения смешения и циркуляции воды), а также в качестве эжекторов в системах вытяжной вентиляции взрывоопасных помещений, в качестве инжекторов в холодильных установках и в других случаях.

Рис. 14.1 Водоструйный элеватор Рис. 14.2 Вентиляционный эжектор

Струйные нагнетатели состоят из сопла 1 (рис. 14.1 и 14.2), куда подаётся эжектирующая жидкость; камеры смешения 2, где происходит смешение эжектирующей и эжектируемой жидкостей и диффузора 3. Эжектирующая жидкость, подаваемая к соплу, выходит из него с большой скоростью, образуя струю, которая захватывает в камере смешения эжектируемую жидкость. В камере смешения происходит частичное выравнивание поля скоростей и повышение статического давления. Это повышение продолжается в диффузоре.

Для подачи воздуха к соплу применяются вентиляторы высокого давления (эжекторы низкого давления), либо используется воздух из пневматической сети (эжекторы высокого давления).

Основными параметрами, характеризующими работу струйного нагнетателя являются массовые расходы эжектирующей G₁=₁Q₁ и эжектируемой жидкости G₂=₂Q₂; полные давления эжектирующей P₁ и эжектируемой P₂ жидкостей на входе в нагнетатель; давление смеси на выходе из нагнетателя P₃.

В качестве характеристик струйного нагнетателя (рис. 14.3) строят зависимости степени повышения давления P_c/P_p от коэффициента смешения u=G₂/G₁. Здесь

P_c=P₃-P₂, P_p=P₁-P₂.

Для расчётов используется уравнение количества движения:

C₁G₁+₂c₂G₂+₃c₃(G₁+G₂)=F₃(P_k1-P_k2),

где c₁; c₂; c₃ - скорости на выходе из сопла, на входе в камеру смешения и на выходе из неё;

F₃ - площадь сечения камеры смешения;

₂ и ₃ - коэффициенты, учитывающие неравномерность поля скоростей;

P_k1 и P_k2 - давления на входе и на выходе из камеры смешения.

К.п.д. струйного нагнетателя может быть определён по формуле:



Эта величина для струйных нагнетателей не превышает 0.35.

15. Тягодутьевые машины

Дымососы - транспортируют дымовые газы по газоходам котла и дымовой трубе и совместно с последней преодолевают сопротивление этого тракта и системы золоудаления.

Дутьевые вентиляторы работают на наружном воздухе, подавая его через систему воздуховодов и воздухоподогреватель в топочную камеру.

И дымососы, и дутьевые вентиляторы имеют рабочие колёса с загнутыми назад лопатками. В обозначениях дымососов присутствуют буквы ДН (дымосос с загнутыми назад лопатками) и цифры - диаметр рабочего колеса в дециметрах. Например, ДН-15 - дымосос с загнутыми назад лопатками и диаметром рабочего колеса 1500 мм. В обозначении дутьевых вентиляторов - ВДН (вентилятор дутьевой с загнутыми назад лопатками) и также диаметр в дециметрах.

Тягодутьевые машины развивают высокие давления: дымососы - до 9000 Па, дутьевые вентиляторы - до 5000 Па.

Главные эксплуатационные особенности дымососов - это возможность работы при высоких температурах (до 400 С) и при высоком содержании пыли (золы) - до 2 г/м³. В этой связи дымососы нередко используются в системах пылеочистки газов.

Обязательным элементом дымососов и дутьевых вентиляторов является направляющий аппарат (см. лекцию 8). Построив характеристики данного дымососа при разных углах установки направляющего аппарата и выделив на них участки экономичной работы (0.9_мах), получают некоторую область - зону экономичной работы (рис.15.1), которые используются для подбора дымососа (аналогично сводным характеристикам общепромышленных вентиляторов). Сводный график для дутьевых вентиляторов представлен на рис.15.2. При выборе типоразмера тягодутьевой машины необходимо стремиться к тому, чтобы рабочая точка была возможно ближе к режиму максимального к.п.д., который обозначен на индивидуальных характеристиках (в промышленных каталогах).

Рис. 15.1 Конструкция дымососа

Заводские характеристики дымососов приведены в каталогах для температуры газов t_хар=100С. При выполнении подбора дымососа, необходимо привести характеристики к фактической расчётной температуре t. Тогда приведенное давление



Дымососы применяются при наличии золоулавливающего оборудования, остаточная запыленность должна быть не более 2 г/м³. При подборе дымососов по каталогу, вводятся коэффициенты запаса:

Q_к=1.1Q; P_к=1.2P.

В дымососах применяются рабочие колёса с загнутыми назад лопатками. На практике в котельных применяются следующие типоразмеры: ДН-9; 10; 11.2; 12.5; 15; 17; 19; 21; 22 - одностороннего всасывания и ДН222; ДН242; ДН262 - двухстороннего всасывания.

Основными узлами дымососов являются (рис. 15.1): рабочее колесо 1, «улитка» - 2, ходовая часть -3, входной патрубок - 4 и направляющий аппарат - 5.

Рабочее колесо включает «крыльчатку», т.е. лопатки и диски, соединяемые сваркой и ступицу, посаженную на вал. Ходовая часть состоит из вала, подшипников качения, расположенных в общем корпусе и упругой муфты. Смазка подшипников - картерная (маслом, находящимся в полостях корпуса). Для охлаждения масла в корпусе подшипников установлен змеевик, по которому циркулирует охлаждающая вода.

Направляющий аппарат имеет 8 поворотных лопаток, соединённых рычажной системой с поворотным кольцом.

Для регулировния дымососов и дутьевых вентиляторов могут применяться двухскоростные электродвигатели.

Литература

Основная:

1. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы. М. Стройиздат, 1990, 336 с.

Вспомогательная:

2. Шерстюк А.Н. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М. “Высшая школа”, 1972, 338 с.

3. Калинушкин М.П. Насосы и вентиляторы: Учеб. пособие для вузов по спец. «Теплогазоснабжение и вентиляция», 6-е изд., перераб. И доп.-М.: Высш.шк., 1987.-176 с.

Методическая литература:

4. Методические указания для проведения лабораторных работ по курсу «Гидравлические и аэродинамические машины». Макеевка, 1999.

Размещено на Allbest.ru

...