На основании заданной для вентилятора или насоса подачи и суммарного напора, а для компрессора - подачи и удельной работы сжатия - определяется мощность на валу, в соответствии с которой может быть осуществлен выбор мощности приводного двигателя.
Для центробежного вентилятора, например, формула определения мощности на валу выводится из выражения энергии, сообщаемой движущемуся газу в единицу времени.
Пусть F - сечение газопровода, м2; m - масса газа за секунду, кг/с; v - скорость движения газа, м/с; ρ - плотность газа, м3; ηв, ηп - кпд вентилятора и передачи.
Известно, что
Тогда выражение для энергии движущегося газа примет вид:
откуда мощность на валу приводного двигателя, кВт,
В формуле можно выделить группы величин, соответствующих подаче, м3/с, и напору вентилятора, Па:
Из приведенных выражений видно, что
Соответственно
здесь с, с1 с2 - постоянные величины.
Отметим, что вследствие наличия статического напора и конструктивных особенностей центробежных вентиляторов показатель степени в правой части может отличаться от 3.
Аналогично тому, как это было сделано для вентилятора, можно определить мощность на валу центробежного насоса, кВт, которая равна:
где Q - подача насоса, м3/с;
Нг- геодезический напор, равный разности высот нагнетания и всасывания, м; Нс - суммарный напор, м; P2 - давление в резервуаре, куда перекачивается жидкость, Па; P1 - давление в резервуаре, откуда перекачивается жидкость, Па; ΔН - потеря напора в магистрали, м; зависит от сечения труб, качества их обработки, кривизны участков трубопровода и т. д.; значения ΔН приводятся в справочной литературе; ρ1 - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения; ηн, ηп - к. п. д. насоса и передачи.
С некоторым приближением для центробежных насосов можно принять, что между мощностью на валу и скоростью существует зависимость Р = сω 3 и М = сω 2 . Практически показатели степени у скорости меняются в пределах 2,5- 6 для различных конструкций и условий работы насосов, что необходимо учитывать при выборе электропривода.
Указанные отклонения определяются для насосов наличием напора магистрали. Отметим попутно, что очень важным обстоятельством при выборе электропривода насосов, работающих на магистрали с высоким напором, является то, что они весьма чувствительны к снижению скорости двигателя.
Основной характеристикой насосов, вентиляторов и компрессоров является зависимость развиваемого напора Н от подачи этих механизмов Q. Указанные зависимости представляются обычно в виде графиков НQ для различных скоростей механизма.
На рис. 1 в качестве примера приведены характеристики (1, 2, 3, 4) центробежного насоса при различных угловых скоростях его рабочего колеса. В тех же координатных осях нанесена характеристика магистрали 6, на которую работает насос. Характеристикой магистрали называется зависимость между подачей Q и напором, необходимым для подъема жидкости на высоту, преодоления избыточного давления на выходе из нагнетательного трубопровода и гидравлических сопротивлений. Точки пересечения характеристик 1,2,3 с характеристикой 6 определяют значения напора и производительности при работе насоса на определенную магистраль при различных скоростях.
Рис. 1. Зависимость напора Н насоса от его подачи Q.
Пример 1. Построить характеристики Н, Q центробежного насоса для различных скоростей 0,8ωн; 0,6ωн; 0,4ωн, если характеристика 1 при ω = ωн задана (рис. 1).
1. Для одного и того же насоса
Следовательно,
2. Построим характеристику насоса для ω = 0,8ωн.
Для точки б
Для точки б"
Таким образом, можно построить вспомогательные параболы 5, 5", 5"... которые на оси ординат при Q = 0 вырождаются в прямую, и характеристики QH для различных скоростей насоса.
Мощность двигателя поршневого компрессора может быть определена на основании индикаторной диаграммы сжатия воздуха или газа. Такая теоретическая диаграмма приведена на рис. 2. Некоторое количество газа сжимается в соответствии с диаграммой от начального объема V1 и давления P1 до конечного объема V2 и давления P2.
На сжатие газа затрачивается работа, которая будет различна в зависимости от характера процесса сжатия. Этот процесс может осуществляться по адиабатическому закону без отдачи тепла, когда индикаторная диаграмма ограничена кривой 1 на рис. 2; по изотермическому закону при постоянной температуре, соответственно кривая 2 на рис. 2, либо по политропе кривая 3, которая показана сплошной линией между адиабатой и изотермой.
Рис. 2. Индикаторная диаграмма сжатия газа.
Работа при сжатии газа для политропического процесса, Дж/кг, выражается формулой
где n - показатель политропы, определяемый уравнением pV n = const; P1 - начальное давление газа, Па; P2 - конечное давление сжатого газа, Па; V1 - начальный удельный объем газа, или объем 1 кг газа при всасывании, м3.
Мощность двигателя компрессора, кВт, определяется выражением
здесь Q - подача компрессора, м3/с; ηк - индикаторный к. п. д. компрессора, учитывающий потери мощности в нем при реальном рабочем процессе; ηп - к. п. д. механической передачи между компрессором и двигателем. Так как теоретическая индикаторная диаграмма существенно отличается от действительной, а получение последней не всегда возможно, то при определении мощности на валу компрессора, кВт, часто пользуются приближенной формулой, где исходными данными являются работа изотермического и адиабитического сжатия, а также к. п. д. компрессора, значения которых приводятся в справочной литературе.
Эта формула имеет вид:
где Q - подача компрессора, м3/с; Аи - изотермическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3; Аа - адиабатическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3.
Зависимость между мощностью, на валу производственного механизма поршневого типа и скоростью совершенно отлична от соответствующей зависимости для механизмов с вентиляторным характером момента на валу. Если механизм поршневого типа, например насос, работает на магистраль, где поддерживается постоянный напор Н, то очевидно, что поршню при каждом ходе приходится преодолевать постоянное среднее усилие независимо от скорости вращения.
На основании полученных формул определяется мощность на валу соответствующего механизма. Для выбора двигателя в указанные формулы следует подставить номинальные значения подачи и напора. По полученной мощности может быть выбран двигатель продолжительного режима работы.
2. Применение нагнетательных машин
3. Рабочие параметры нагнетательных машин
4. Основы теории центробежных нагнетателей
5. Действительные характеристики центробежного нагнетателя при постоянной частоте вращения
6. Подобие центробежных машин. Формулы пропорциональности
7. Регулирование подачи центробежных нагнетателей
8. Сводные графики полей (зон) рабочих характеристик нагнетателей
9. Параллельное и последовательное соединения нагнетателей
10. Центробежные насосы
11. Центробежные вентиляторы
12. Центробежные компрессоры
13. Поршневые насосы
14. Поршневые компрессоры
15. Газокомпрессорные станции 59
15.1. Назначение и описание компрессорной станции
15.2. Компоновка газоперекачивающих агрегатов на станции 62
15.3. Нагнетатели природного газа. 64
15.4. Электроснабжение газотурбинных КС и ГПА 65
15.5. Обслуживание агрегата и систем КС в процессе работы 67
15.6. Система маслоснабжения КС и ГПА, маслоочистительные
машины и аппараты воздушного охлаждения масла 69
15.7. Устройство и работа системы управления 75
15.8. Работа ПЭВМ АРМ ОПЕРАТОРА 78
16. Насосная станция перекачки нефти 81
17. Подбор насосного оборудования и режимы его работы 88
18. Насосное оборудование западных фирм 100
19. Анализ и сравнение регулируемых электроприводов 103
1. Виды и классификация нагнетателей
Нагнетателями называются машины, служащие для перемещения жидкости и газов и повышения их потенциальной и кинетической энергии.
Известно, что большинство современных технологических процессов связано с перемещением потоков жидких и газообразных сред, и поэтому нагнетатели имеют очень широкое применение во всех отраслях промышленности, сельском и коммунальном хозяйствах.
В зависимости от вида перемещаемого рабочего тела нагнетательные машины подразделяются на две большие группы: насосы - машины, подающие жидкости; вентиляторы и компрессоры - машины, подающие воздух и технические газы.
Вентилятор - машина, перемещающая газовую среду при степени повышения давления е р < 1,15 (степень повышения давления е р - отношение давления газовой среды на выходе из машины к давлению ее на входе).
Компрессор - машина, сжимающая газ с е р » 1,15 и имеющая искусственное (обычно водяное) охлаждение полостей, в которых происходит сжатие газов.
Согласно ГОСТ 17398-72 нагнетатели (насосы) подразделяются на две основные группы: насосы динамические и объемные.
В динамических нагнетателях передача энергии жидкости или газу происходит путем работы массовых сил потока в полости, постоянно соединенной с входом и выходом нагнетателя.
В объемных нагнетателях повышение энергии рабочего тела (жидкости или газа) достигается силовым воздействием твердых тел, например поршней в поршневых машинах в рабочем пространстве цилиндра, периодически соединяемым при помощи клапанов с входом и выходом нагнетателя.
Рис. 1. Классификация нагнетателей
Классификация нагнетателей производится также по конструктивным признакам, давлению, развиваемому машиной, назначению в технологическом процессе.
На рис. 1 представлена классификация нагнетателей по принципу действия и конструктивным признакам.
Рис. .2. Центробежный нагнетатель:
1 - корпус; 2 - трубопровод; 3 - напорный патрубок; 4 -лопатки; 5 - патрубок
На рис. 1.2 приведена схема динамического центробежного нагнетателя. Рабочее колесо, снабженное изогнутыми лопаткам 4, вращается двигателем, расположенным в корпусе 1. Рабочее тело (жидкость или газ), входящее в центральную полость колеса через патрубок 5, заполняет весь корпус и линейные каналы колеса между лопатками 4. При вращении рабочего колеса под действием центробежных сил масса рабочего тела, находящегося и этих каналах, повышает энергию потока и выбрасывается потоком в спиральный канал, охватывающий рабочее колесо. Далее поток поступает в напорный парубок 3 и трубопровод 2.
Процесс всасывания и подачи в таких нагнетателях происходит непрерывно и равномерно (при постоянной скорости вращения рабочего колеса).
Для подачи жидкостей и газов применяются также динамическиелопастные нагнетатели осевого типа (рис. 3). Нагнетатель состоит из колеса с рабочими лопастями 4, насаженными под определенным углом на ступицу колеса с обтекателем 1, корпуса 2 и спрямляющего лопаточного аппарата 5, неподвижно закрепленного в корпусе. При вращении колеса лопатки передают энергию рабочему телу и перемещают рабочее тело (патрубок 3 - всасывающий, патрубок 6 - напорный).
Рис. 3. Осевой нагнетатель: 1- обтекатель; 2 - корпус; 3 -всасывающий патрубок; 4 - лопасти; 5 - лопаточный аппарат;6 - напорный патрубок
На рис. 4 показана схема вихревого нагнетателя. В корпусе 4 концентрично располагается колесо с плоскими радиальными лопатками 3. Рабочее тело поступает через всасывающий патрубок в кольцевой канал 2, увлекается лопатками 3, совершая сложное вихревое движение и повышая энергию, выходит через напорный патрубок 1 в трубопровод.
Схема простейшего объемного нагнетателя-насоса приведена на рис.5. Цилиндр 3 и клапанная коробка 7 плотно соединены в единый блок. В коробке размешены всасывающий 5 и напорный 2 клапаны. Поршень 4, двигаясь возвратно-поступательно, производит всасывание и подачу.
Ускорение поршня, двигающегося синусоидально, вызывает появление инерционных сил, влияющих на прочность ходовой системы нагнетателя и вызывающих разрывы сплошности потока. Это ограничивает допустимую скорость вращения кривошипного вала. Поэтому применяются объемные нагнетатели роторного типа, допускающие прямое соединение с высокоскоростными двигателями.
Рис. 6 дает представление об устройстве и принципе действия пластинчатого роторного нагнетателя. Массивный ротор 2 с радиальными прорезями помещен эксцентрично в корпус 1. В прорези вставлены прямоугольные стальные пластинки 7, свободно отжимаемые до упора в корпус центробежными силами. При вращении ротора двигателем рабочее тело будет всасываться через пат рубок 5 и подаваться через полости переменного сечения 6 и 3 в напорный патрубок 4 трубопроводной системы. Нагнетатель реверсивен: при изменении направления вращения ротора нагнетатель меняет направление потока рабочего тела.
Для перемещения жидкостей и газов в промышленных и лабораторных установках находят применение струйные нагнетатели (рис. 7). Поток рабочей жидкости выходит с высокой скороcтью через суживающееся сопло 1 в камеру 2, где устанавливается низкое давление. Под влиянием разности давлений на поверхности жидкости и в камере происходит подъем жидкости по трубе 5 и смешение ее с рабочей жидкостью, выбрасываемой из сопла. Смесь жидкостей - рабочей и поднимаемой по трубе 5- транспортируется через диффузор 3 и напорную трубу 4 на высоту Н г.
Рис. 4. Вихревой нагнетатель:
1- напорный патрубок; 2 - кольцевой канал; 3 - лопатки; 4 - корпус
Рис. 5. Поршневой нагнетатель:
1- нагнетательный трубопровод; 2 - напорный клапан; 3 - цилиндр; 4~ поршень; 5- всасывающий клапан; 6- всасывающий трубопровод; 7 - клапанная коробка
Рис. 6. Роторный нагнетатель:
1 - корпус; 2 - ротор; 3, 6 -полости переменного сечения; 4- напорный патрубок; 5- всасывающий патрубок; 7 - подвижные
пластинки
Рис. 7. Струйный нагнетатель: 1- сопло; 2 - камера; 3 - диффузор;
4 - напорная труба; 5- труба
В системах промышленного водоснабжения, нефтедобычи, сельском и коммунальном хозяйствах применяются нагнетатели особого типа - эрлифты и газлифты, использующие для подъема жидкостей сжатый воздух или газ (рис. 8). Подъемники такого типа применяются для подъема воды и нефти из глубоких буровых скважин.
В обсадную трубу 1 опущена подъемная труба 2. Воздух или технический газ поступает из компрессора К по воздухопроводу (показанному пунктирной линией) в нижний конец подъемной трубы через барботажное устройство. Здесь образуется пузырьковая смесь воздуха или газа с жидкостью. Плотность этой смеси меньше плотности чистой жидкости в обсадной трубе.
По закону сообщающихся сосудов столб жидкости высотой Н, в обсадной трубе вытесняет столб смеси в подъемной трубе на высоту Н 2 . При ударе об отбойный конус 4 воздух (газ) из смеси удаляется, жидкость собирается в резервуаре 3 и направляется насосами в трубопроводную систему.
- плотность (“тяжесть” жидкости)
- давление насыщенных паров (температура кипения)
- температура
- вязкость (“густоту” жидкости)
Характеристики жидкости
Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную информацию о характеристиках той жидкости, которая должна подаваться потребителю. Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, используется такое понятие, как “плотность” или “удельный вес”; этот параметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая буква “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м 3). Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давления вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже возможно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, возможно образование пара и возникновение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрицательные последствия для его характеристик и способно вызвать серьезные повреждения (смотрите главу о кавитации). Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значение этих потерь можно получить у изготовителя конкретного насоса. Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает. Расход воды Он определяется как объем, который должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. Применяемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м 3 /ч) для насосов средней производительности и, наконец, кубометры в секунду (м 3 /с) для самых мощных насосов. Размеры поперечного сечения трубопровода определяются объемом, который должен быть подан потребителю при данной скорости потока жидкости “v”:Геодезическая (статическая) высота всасывания
Она определяется как разница в геодезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной поверхностью жидкости в наиболее низко расположенном резервуаре, измеряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).Статическая высота подачи (статический напор)
Она определяется как разница в геодезическом уровне между выпускным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходимо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).Потери давления на всасывании
Это потери на трение между жидкостью и стенками трубопровода и зависят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления возрастают во второй степени (рис. 4, поз. 1). Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика. Потери давления в напорном трубопроводе Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).Конечное избыточное давление
Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна подаваться жидкость (рис. 5, поз. 1).Начальное избыточное давление
Это давление на свободной поверхности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (барометрическое) давление (рис. 5, поз. 2).Связь между напором и давлением
Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидкости и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м 2) или в паскалях (Па). Поскольку это очень незначительная величина, в практику эксплуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, названную баром. Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости: Таким образом, высоту столба жидкостей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте водяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц измерения давления. Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.Гидравлическая мощность (P hyd) насоса определяет объем жидкости, подаваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с помощью следующей формулы:
Пример
Объем в 35 м 3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопроводе принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах. Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м 3 и значение ускорения свободного падения 9,81 м/с 2 . Решение: Общий напор (H): Высота всасывания - 4,00 м Потери напора на всасывании - 0,40 м Высота нагнетания - 16,00 м Потери давления в напорном трубопроводе - 1,30 м Конечное давление: - 2 бара*~20,40м Минус 1 атм**~ -9,87 м Общий напор - 32,23 м Гидравлическая мощность определяется по формуле: * В данном примере конечное избыточное давление дано как абсолютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолютного вакуума. ** Если конечное избыточное давление дано как абсолютное, то начальное избыточное давление необходимо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жидкость. Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращающихся лопаток испытывает положительное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насосах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными лопатками называют “направляющим аппаратом”. Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давления в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному патрубку, поскольку гидродинамическое давление, создаваемое рабочим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.Рабочие характеристики насоса
На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”. Из нее видно, что максимальное давление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возрастает (увеличивается объем перекачиваемой жидкости), высота нагнетания падает. Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяется изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H 1 насос будет подавать объем Q 1 и аналогично при H 2 - Q 2 .Эксплуатационная характеристика насоса
Как уже было показано выше, потери напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности трубопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кривую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопления, текущая высота нагнетания может не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.
Рабочая точка
Рабочая точка – это точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например изменение проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказываются на характеристики гидросистемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Аналогичным образом изменения в насосе, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабочей точки.Последовательно включенные насосы
Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последовательно включенных одноступенчатых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желательно при проверке состояния насоса. Поскольку неработающий насос создает существенное сопротивление, необходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14). Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяется суммой значений высоты нагнетания каждого отдельного насоса.Параллельно включенные насосы.
Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля состояния насосов или для обеспечения эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомогательного или резервного оборудования (например, сдвоенные насосы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавливать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить образование противотока через один из неработающих насосов. Этим требованиям в сдвоенных насосах удовлетворяет переключающий клапан типа заслонки. Для параллельно работающих насосов общая подача (рис. 17) определяется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.КПД насоса
КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразовалась в полезную гидравлическую энергию. На КПД влияют:- форма корпуса насоса;
- форма рабочего колеса и диффузора;
- качество шероховатости поверхности;
- уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной полостями насоса.
Чтобы потребитель имел возможность определить КПД насоса в конкретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудования прилагают к диаграммам рабочих характеристик насоса диаграммы с графиками характеристик КПД (рис. 18).
Типовые закономерности
Приведенные далее типовые зако номерности демонстрируют теоретическое влияние диаметра ( d ) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Напор пропорционален диаметру во второй степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит напор в 4 раза. Подача пропорциональна диаметру в третьей степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит подачу в 8 раза. Потребляемая мощность пропорциональна диаметру в пятой степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит потребляемую мощность в 32 раза.Типовые закономерности
Приведенные далее типовые зако номерности демонстрируют теоре тическое влияние частоты враще ния (n) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Подача пропорциональна частоте вращения: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в два раза повысит подачу. Напор пропорционален квадрату частоты вращения: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 4 раза повысит напор. Потребляемая мощность пропорциональна частоте вращения в третьей степени: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 8 раз повысит потребляемую мощность.Потребляемая мощность
P 1 : Мощность, потребляемая электродвигателем из электросети. У электродвигателей, непосредственно присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе циркуляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности указывается на фирменной табличке с техническими данными. P 1 также можно определить по следующей формуле: (3-фазные электродвигатели) (1-фазные электродвигатели) где: V = напряжение (В) I = сила тока (A) cos ϕ = коэффициент мощности (-) P 2 : мощность на валу электродвигателя. В случае, когда электродвигатель и насос являются отдельными узлами (включая стандартные и погружные электродвигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя. P 3 : Мощность, потребляемая насосом Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощности насоса. В случае непосредственного присоединения электродвигателя к валу насосов: P 3 = P 2 . P 4 : Мощность насоса (P hydraulic) Значение мощности насоса определяется по формуле:Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации
Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуатации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не совпадает с теоретической из-за коэффициентов запаса прочности, закладываемых в гидросистему. Рабочая точка гидросистемы с насосом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы, следовательно, подача обычно бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы. Такое несоответствие может создать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может возникать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии. Вследствие этого возникает необходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из указанных ниже способов:- Изменение характеристики гидросистемы путем прикрытия дроссельного клапана (дросселирование) (рис. 22).
- Изменение характеристики насоса за счет уменьшения наружного диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
- Изменение характеристики насоса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).
Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана
Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидросистеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического напора H dyn), делая кривую характеристики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка смещается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25). В результате снижается потребляемая мощность, поскольку центробежные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регулировании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить специальные расчеты для оценки рентабельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.Модификация рабочего колеса
В тех случаях, когда снижение производительности насоса и напора требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра рабочего колеса. При этом протачивают по наружному диаметру либо все рабочее колесо, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД насоса. Снижение КПД обычно бывает более значительно в тех насосах, которые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра незначительно. Когда уменьшение наружного диаметра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соотношениями: На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра D x с помощью диаграммы характеристики “H/Q” в линейных координатах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Q x , H x) прямой линией, продолженной до пересечения с характеристикой имеющегося насоса (Q, H) в точке “s”. После этого новый диаметр (D x) рассчитывается по следующей формуле: Однако эти зависимости недействительны в случае необходимости значительного снижения производительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить занижение рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаметра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение D x , рассчитываемое как указывалось выше. После этого насос подвергается испытаниям, после которых можно определить окончательный диаметр. В серийном производстве этого можно избежать. Имеются графики рабочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непосредственно по которым можно рассчитать значение D x , используя вышеуказанные формулы.Регулирование частоты вращения
Изменение частоты вращения вызовет изменения в рабочих характеристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми закономерностями, указанными ранее:Кавитация
Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса. Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптимальными для данных условий эксплуатации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании гидросистемы. Вращение рабочего колеса отбрасывает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со стороны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопровод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Разряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости. Это разряжение ограничено давлением насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка снизить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, поскольку она начнет закипать. В насосе кавитация возникает тогда, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже давления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в области высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31). Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, настолько серьезно, что может отрицательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса. Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик материала, из которого оно изготовлено; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавеющей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна. Потеря в массе различных материалов (при сравнении за основу взят чугун = 1,0): С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуатации. Зачастую повреждение остается не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.Расчеты по устранению опасности кавитации
Кавитационный запас H max насоса, необходимый для устранения опасности кавитации, рассчитывается следующим образом: H max: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный , насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный , для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным. H b: Атмосферное давление со стороны насоса; это – теоретически максимальная высота всасывания. Это значение H b зависит от плотности жидкости и значения “g” со стороны насоса (рис. 32). H fs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присоединенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.NPSH: N et P ositive S uction H ead
Этот параметр отражает минимальное давление на всасывании, необходимое для безаварийной эксплуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, значение NPSH будет расти с ростом подачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкретного насоса. Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости. H v : Этот параметр отражает давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Он включен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. H v также зависит от плотности жидкости: H s : Этот параметр представляет собой запас прочности, который должен определяться в конкретных условиях в зависимости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практике его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выбирают равным 2 м.Как избежать кавитации
Данная аргументация основана на приведенной выше формуле: H max = H b - H fs - NPSH - H v - H s и учитывает влияние каждого из членов уравнения. H max : Насос всегда необходимо устанавливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасывания. Последний способ часто бывает наиболее дешевым решением. Положительное давление на всасывании, создаваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживаться как можно более высоким. H b : Этот показатель является постоянным при перекачивании определенной жидкости в данном месте. H fs : Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов. NPSH : Следует выбирать насос с наименьшим потребным NPSH. H v : Этот параметр может снижаться при падении температуры жидкости (температуры окружающей среды). H s : Устанавливается индивидуально. Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насоса путем частичного закрытия нагнетательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требуемое значение NPSH и H fs , следовательно возрастет значение H max .Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации
Многие предпочитают преобразовать формулу в функции NPSH следующим образом: Это дает имеющееся значение NPSH available для данной гидросистемы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSH required , указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего насоса. Таким образом, если NPSH available ≥NPSH required кавитации удается избежать. Однако если NPSH available ≤NPSH required то опасность возникновения кавитации сохраняется.Подключение электродвигателя « GRUNDFOS » в соответствии с обозначением на его шильдике
Расшифровка обозначений : “ - “ означает “от - до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами; “ D “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «треугольник»; “ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда». 1 х 220-230 / 240 V- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».
Основные рабочие параметры нагнетателей
Работа любого нагнетателя характеризуется его рабочими параметрами, главными из которых являются: подача, напор (давление), мощность и КПД.
Подача . Подачей (производительностью, расходом) насоса Q или вентилятора L называется объем жидкости или газа перекачиваемой нагнетателем за единицу времени
Напор насоса . Напор насоса - это разница полных удельных энергий на выходе и на входе в насос
Полная удельная энергия или полный гидродинамический напор в данном поперечном сечении определяется по формуле:
где z – расстояние от плоскости сравнения до данной точки поперечного сечения;
p – в данной точки поперечного сечения, Па;
ρ – плотность жидкости, кг/м 3 ;
α – коэффициент Кариолиса (обычно принимают α = 1 );
C – средняя скорость в данном поперечном сечении, м/с.
Напор нагнетателя - можно найти экспериментальным или расчетным способом. По экспериментальному способу на входе и выходе из насоса ставятся приборы измеряющие давление (Рисунок 1.10). Обычно на входе ставится вакуумметр, а на выходе манометр. Плоскость сравнения (0-0) можно выбрать проходящей по вакуумметру. Тогда на входе в насос z вх = 0, абсолютное давление на входе p вх = p ат - p v , а скорость с вх . На входе из насоса z вых = a, абсолютное давление на входе p вых = p ат + p m , а скорость с вых . Тогда напор насоса равен:
При расчетном способе (Рисунок 1.11) выбирают поперечные сечения на входе в сеть (a-a) и на выходе из сети (b-b). Плоскость сравнение выберем проходящей через центр тяжести сечения (a-a). Сечения на входе и выходе обозначим (1-1) и (2-2). Запишем уравнение Бернулли для сечений (a-a) и (1-1) H a = H 1 +h a-1 , а также для сечений (2-2) и (b-b) H 2 = H b +h 2-b . Из этих уравнений найдем напоры на входе и выходе из насоса, тогда напор насоса равен:
где h a-b – потери напора во всей сети, рассчитываются по заданному расходу.
Для схемы на рисунке 2.2 z a = 0, абсолютное давление на входе p a = p ат , а скорость с a = 0,z b = H г – геометрическая высота подъема жидкости , p b = p ат , а скорость с b = 0 . Тогда напор насоса рассчитывается по формуле:
Для вентиляторов вместо напора вводится понятие полного давления p . Полное давление и напор связаны соотношением
где p s - называется статическим давлением, Па;
p d - называется динамическим давлением, Па.
Так, как величина ρ g z для вентиляторов гораздо меньше остальных слагаемых то ей пренебрегаем.
Поэтому давлением создаваемым вентилятором p в называется разность полных давления на выходе и входе в вентилятор.
Мощность отданная жидкости N ж . Под мощностью понимают энергию, сообщаемую или затрачиваемую в единицу времени. Используя такие понятия, как напор насоса Н H или давление вентилятора p в , можно определить полезную мощность потока жидкости, выходящей из нагнетателя. Для насосов эта мощность рассчитывается по формуле
Для вентиляторов
В любой насосной или вентиляторной установке мощность в различных ее узлах не одинакова. Чаще всего приводом для нагнетателя является электродвигатель, который потребляет мощность N э , Эта мощность в электродвигателе преобразуется в механическую мощность, которая выходит от электродвигателя в виде мощности на валу N вал . Вполне естественно, что мощность на валу меньше, чем мощность электрическая, так как часть мощности теряется при работе электродвигателя. Потери мощности в электродвигателе учитываются КПД электродвигателя h Э в виде зависимости N вал = N э h Э . Таким образом, нагнетателю подается мощность на валу, или, как иногда ее называют, мощность, потребляемая нагнетателем. Часть мощности на валу передается потоку жидкости, проходящей через нагнетатель, тогда из нагнетателя жидкость выходит, обладая запасом мощности, которая называется полезной N ж , а часть мощности теряется внутри нагнетателя.
КПД нагнетателя h . Потери мощности в нагнетателе, определяемые величиной h , подразделяют на объемные, гидравлические и механические .
Объемные потери возникают в результате утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе, а также перетоков из областей высокого давления в области низких, обусловленных особенностями конструкций. Перетоки отмечаются в лопастных нагнетателях. Там жидкость может перетекать обратно во всасывающий патрубок с периферии рабочего колеса через зазоры между рабочим колесом и корпусом нагнетателя (Рисунок 1.12). Если объемы утечек и перетоков, происходящих в единицу времени, обозначить через q ут , то объемный КПДh о будет равен:
где Q Т – теоретическая производительность нагнетателя;
Q ф – фактическая производительность нагнетателя.
Гидравлическими являются потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если эти потери напора внутри нагнетателя обозначить h Н то гидравлически КПД h г будет равен:
где H Т – теоретический напор создаваемый нагнетателем;
H ф – фактическая напор создаваемый нагнетателем.
Механическими являются потери мощности на различные виды трения в рабочем органе нагнетателя. Механическим КПД h м называется отношение мощности отданной жидкости теоретически N жТ N вал :
Полным КПД нагнетателяh называется отношение мощности отданной жидкости фактически N жф к мощности подводимой к валу N вал :
Полный КПД нагнетателя h равен произведению гидравлического, механического и объемного КПД.
Характеристикой насоса называется зависимость напора насоса от производительности H H = f(Q) . Для динамических нагнетателей с увеличением производительности давление вентилятора (напор насоса) падает рисунок 2.5. Теоретическая характеристика объёмных нагнетателе рисунок 2.6 представляет собой вертикальную линию то, есть производительность не меняется с напором. В связи с утечками фактическая производительность с увеличением напора уменьшается. При полном закрытии задвижки на напорной магистрали напор (давление) создаваемое объёмным насосом может достигнуть значительных величин, что может привести к разрушению насоса или его компонентов. Поэтому в объёмных насосах предусматривается ”зашита от дурака” то, есть параллельно насосу ставиться предохранительный клапан, который начинает работать, когда давление в напорной сети превышает заданное.
Характеристикой вентилятора называется зависимость давления создаваемого вентилятором от производительности p в = f(L) .
Полной характеристикой нагнетателя называется зависимость напора (давления), мощности на валу и КПД от производительности H H = f(Q) (p в = f(L)), N вал = f(Q), h = f(Q) . На Рисунок 1.13 представлена полная характеристика динамического вентилятора, а на Рисунок 1.14 характеристика объемного нагнетателя.
Оптимальным (номинальным) режимом работы называется режим работы при максимальном КПД. По значениям оптимального режима L опт , p опт рассчитываются коэффициент давления ψ , коэффициент производительности φ , коэффициент быстроходности нагнетателя n s и др.
Областью оптимальным работ называется режим работы при котором КПД нагнетателя лежит в пределах 0,9 η мах < η < η мах . На Рисунок 1.15 область оптимальных работ выделена штриховкой.
Характеристикой сети называется зависимость напора (давления) сети от производительности H c = f(Q) (p c = f(L)).
Характеристику сети рассчитывают по формуле:
H b – гидродинамический напор на выходе из сети;
H a – гидродинамический напор на входе в сеть;
h a-b – потери напора в сети.
Обратите внимание, что определение характеристики сети и определение напора насоса расчетным способом совпадают.
Рабочей точкой называется точке пересечения характеристики нагнетателя и характеристики сети. При подборе нагнетателя для работы на сеть, рабочая точка должна лежать в области оптимальных работ. Рисунок 1.16 рабочая точка (p рт , L рт ) лежит в области оптимальных работ, поэтому по этим параметрам вентилятор подходит для работы на заданную сеть.
Центробежный компрессор находит широкое применение в транспортных и авиационных двигателях (ГТД), в газотурбинных установках замкнутого цикла (ЗГТУ), а также в стационарных установках и на вертолетных газотурбинных двигателях в качестве последней ступени осецентробежного компрессора.
При вращении колеса воздух по каналам, образованным лопатками, нагнетается к периферии. Перед колесом образуется разрежение и наружный воздух непрерывно по входному устройству поступает к колесу. В рабочем колесе к потоку подводится механическая энергия, под действием которой в рабочем колесе происходит сжатие рабочего тела ( > ) и увеличивается кинетическая энергия потока в абсолютном движении ( > ). Из рабочего колеса газ поступает в диффузор, в котором площадь сечения увеличивается с возрастанием радиуса. Согласно уравнению неразрывности при этом постепенно снижается скорость потока. В соответствии с уравнением Бернулли кинетическая энергия в диффузоре переходит в энергию давления.
Рис. 1. Схема конструктивных типов рабочих колес:
а)-открытое; б)-полуоткрытое; в)-закрытое
На рис.1 приведены схемы применяемых конструкций рабочих колес центробежных компрессоров. Рабочее колесо открытого типа имеет отдельные лопатки, укрепленные на втулке. При использовании РК открытого типа возникают повышенные концевые потери, связанные с перетеканием воздуха. Поэтому, несмотря на сравнительную конструктивную простоту, этот тип колес имеет ограниченное применение. Рабочие колеса закрытого типа обеспечивает наибольшее значение КПД. Наличие покрывного диска снижает концевые потери. Однако этот тип колеса конструктивно значительно сложнее других и имеет меньшую окружную скорость вращения, допускаемую по условиям прочности. До последнего времени наиболее часто применялось РК полуоткрытого типа, сочетающее достоинство открытых (простота изготовления) и закрытых (уменьшенные концевые потери) колес.
При исследовании рабочего процесса в центробежном компрессоре применяется понятие степени реактивности:
Треугольники скоростей для колес с различной степенью реактивности приведены на рис.2.
Рис. 2.Треугольники скоростей РК центробежных компрессоров с различной степенью реактивности:
а–лопатки загнутые против вращения; б–радиальные лопатки; в–лопатки загнутые по вращению
Для радиально расположенных лопаток получим: и . Треугольник скоростей на выходе из РК в этом случае приведен на рис.2,б. В действительности, < 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 > , происходит существенное увеличение скорости абсолютного потока и, следовательно, уменьшение степени реактивности. В связи с уменьшением степени реактивности в колесах с > их называют активными. При наибольшем коэффициенте теоретического напора и, следовательно, при большем напоре при заданной окружной скорости РК с > обладают наиболее пологим протеканием характеристики ступени и эффективность работы лопаточного диффузора трудно обеспечить в связи с большим значением скорости набегающего на лопатки диффузора потока воздуха.
На рис.3 показана зависимость общей теоретической работы от производительности при различных выходных углах лопаток:
Рис. 3. Зависимость общей теоретической работы от производительности при различных выходных углах лопаток
2.СХЕМА И ОПИСАНИЕ СТЕНДА
Испытания проводятся на стенде «Ступень центробежного компрессора», конструктивная схема которого представлена на рис.4.
Рис. 4. Схема стенда "Ступень центробежного компрессора":
1–входное устройство; 2–рабочее колесо; 3–электродвигатель; 4–датчик тахометра; 5–дроссель; 6–обратный радиальный направляющий аппарат; 7–выходная емкость
Рабочее колесо 2 приводится во вращение электродвигателем 3. Воздух поступает в компрессор через входное устройство 1, мерная часть которого выполнена по лемнискате в соответствии с ГОСТ 27-64. Тем самым создается равномерное поле скоростей перед компрессором. На выходе из компрессора находится обратный радиальный лопаточный аппарат 6, из которого воздух обтекая электродвигатель поступает в выходную емкость 7, проходя затем дроссельную заслонку 5.
Путем изменения частоты вращения электродвигателя и положения дроссельной заслонки можно установить режим работы компрессора в требуемом диапазоне изменения параметров .
Рис. 5. Рабочее колесо компрессора
Рабочее колесо центробежного радиального компрессора полуоткрытого типа имеет следующие параметры (рис.5):
Диаметр входа;
Диаметр выхода;
Высота лопатки на входе в колесо;
Высота лопатки на выходе из колеса;
Угол входа потока;
Угол выхода потока из рабочего колеса;
Число лопаток;
Толщина лопатки;
Радиус изгиба лопатки;
Радиус окружности, на котором располагаются центры дуг изгиба лопаток.
В процессе проведения эксперимента измеряются:
перепад давления на входном мерном устройстве
температура окружающей среды
полное давление на входе в компрессор
температура воздуха на выходе из рабочего колеса
температура воздуха на выходе из компрессора
давление заторможенного потока на выходе из компрессора
статическое давление на выходе из компрессора
частота вращения ротора
сила тока
напряжение
3.ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА №1
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
3.1.ЦЕЛЬ РАБОТЫ
Экспериментально получить характеристики ступени центробежного компрессора в виде зависимостей: , , , , .
3.2.ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
При работе компрессора в какой-либо системе в связи с изменением режимов работы системы изменяются параметры на входе в компрессор и меняются свойства рабочего тела (воздуха). Например, при работе компрессора в составе авиационного двигателя в связи с изменением высоты и скорости полета изменяются параметры на входе: давление , температура , расход рабочего тела , частота вращения , вязкость воздуха , его теплопроводность и теплоемкость и, следовательно, отношение теплоемкостей . Для КПД и степени повышения полного давления в общем случае можно записать следующие функциональные зависимости:
Приведенные зависимости, которые называются характеристиками компрессора, неудобны при их практическом использовании. Это связано с тем, что и зависят от многих переменных, что делает практически невозможным их графическое представление.
В связи с этим построение характеристик основывается на положениях теории подобия, позволяющей путем введения безразмерных параметров или критериев подобия уменьшить число переменных, определяющих характеристики лопаточных машин.
Явления подобны, если соблюдается геометрическое, кинематическое и динамическое подобие.
Если исследуется одна и та же машина, то изменение размеров вследствие термического расширения и упругих деформаций не учитывается и делается допущение, что геометрическое подобие сохраняется.
Для выполнения кинематического подобия необходимо, чтобы сохранялось подобие треугольников скоростей, т. е. Отношение окружной скорости к абсолютной в сходственных точках было бы одинаковым
Из теории подобия известно, что газодинамическое подобие в геометрически подобных системах будет выполнено, если критерии подобия равны. Применяя положения теории размерностей или рассматривая уравнения, описывающие явления на исходном и на подобном режимах, можно установить, что газодинамическое подобие определяется равенством следующих критериев:
Показатель адиабаты;
Характеризующий влияние сжимаемости потока;
Характеризующий соотношение инерционных сил и сил вязкости в потоке на характер течения и потери от трения;
Характеризующий влияние на поток поля гравитационных сил;
Характеризующий физические свойства рабочего тела и не зависящий от параметров потока.
Если учесть, что для газа влияние гравитационного поля невелико , для воздуха , а в большинстве случаев лопаточные машины работают в такой области (автомодельной) изменения числа , что коэффициенты потерь не изменяются с изменением , то функциональную зависимость (1) можно представить в следующем виде:
Если вместо чисел употребить однозначно связанные с ними приведенные скорости , а вместо величину функции , то получим характеристику компрессора представленную в виде зависимостей:
где - приведенная окружная скорость.
Характеристики (3) справедливы для всего семейства геометрически подобных компрессоров и их удобно использовать, например, для определения размеров и параметров нового компрессора, для которого известна характеристика его геометрически подобной модели.
Для компрессоров определенных размеров более удобно использовать характеристики компрессора, в которых вместо и используются однозначно связанные с ними комплексные параметры и - называемые соответственно приведенным расходом и приведенной частотой вращения. Использование этих параметров представляется более удобным, так как они непосредственно связаны с такими важными параметрами компрессора как расход воздуха , частота вращения и параметрами воздуха на входе в компрессор и .
И значение температуры и давления при стандартных условиях на входе в компрессор,
Называется приведенным расходом, а т.к. он соответствует определенному значению , то можно его рассматривать в качестве параметра подобия.
Из условия можно записать для двух подобных режимов:
Называется приведенным числом оборотов.
Характеристики компрессора, построенные в виде зависимостей:
называют универсальными характеристиками и позволяют при одинаковых условиях на входе сравнивать параметры различных компрессоров.
Рис. 6. Типовая характеристика компрессора
Характеристика компрессора в форме зависимостей, определяемых соотношением (4) показана на рис.6. Важной особенностью характеристики компрессора является наличие границы устойчивой работы, называемой границей помпа. Левее этой границы, из-за резкого падения параметров и роста динамических нагрузок, работа компрессора недопустима. Вправо находится область устойчивых режимов, которые используются при работе компрессора в составе ГТД. На такую характеристику обычно наносят в виде топографических линий линии .
При заданных условиях эксплуатации центробежная ступень имеет производительность , а общая теоретическая работа определяется уравнением (ЦБК с < ):
Зависимость работы от производительности (расхода воздуха) имеет прямолинейный характер. Наклон прямой определяется выходным углом лопаток рабочего колеса. На рис.7. прямая представляет собой теоретическую характеристику центробежной ступени с выходными углами лопаток рабочего колеса < . 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.
Рис. 7. Характеристика центробежной ступени:
1–концевые потери; 2–вторичные потери; 3–профильные потери
3.3.ПОРЯДОК ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТА
3.3.1. Ознакомится с экспериментальной установкой и необходимой измерительной аппаратурой.
3.3.2. Подготовить бланки таблиц измеряемых параметров.
3.3.3. Включить установку.
3.3.4. Установить заданные обороты ротора компрессора ручкой-регулятором частоты вращения. Выдержать режим .
3.3.5. Прикрывая дроссель, произвести замеры параметров ступени компрессора в промежуточных точках (6 – 7 точек), поддерживая при этом заданную частоту вращения и выдерживая установку на каждом режиме перед измерением параметров.
3.3.6. Результаты замеров занести в таблицу (см. таблицу 1).
3.3.7. Выключить установку.
Таблица 1
Результаты замеров
3.4.ОБРАБОТКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ
3.4.1. Перевод полученных значений , и в Па осуществляется с учетом следующих соотношений:
3.4.2. Определение расхода воздуха:
Из уравнения Бернулли:
где - потери давления во входном устройстве.
В первом приближении принимаем, что , и - в силу малых скоростей во входном устройстве.
Абсолютное значение скорости на входе в колесо:
Статическая температура потока на входе в колесо:
где - теплоемкость,
Плотность потока на входе в колесо:
Зная плотность потока, уточняем значение скорости :
Расход воздуха определяем из уравнения неразрывности:
где - площадь входного сечения компрессора.
Где - диаметр входного сечения .
3.4.3. Потери давления во входном устройстве:
где (конструкция входного устройства) – коэффициент сопротивления трения.
3.4.4. Давление заторможенного потока на входе в колесо:
3.4.5. Статическое давление на входе в колесо:
3.4.6. Удельная работа при незначительном теплообмене с окружающей средой может быть определена по перепаду полных температур на входе и выходе из компрессора:
3.4.7. Работа, затраченная на вращение колеса на каждый килограмм массы воздуха:
где - работа трения диска о газ, .
3.4.8. Мощность компрессора:
3.4.9. Мощность электродвигателя:
Мощность электродвигателя можно так же определить как:
где - мощность, затраченная на нагрев воздуха, охлаждающего электродвигатель.
3.4.10. Окружная скорость на выходе из колеса:
3.4.11. Окружная составляющая скорости на выходе из колеса центробежного компрессора:
3.4.12. Площадь выходного сечения колеса:
Число лопаток;
3.4.13. Плотность заторможенного потока на выходе из рабочего колеса:
3.4.14. Радиальная составляющая скорости потока на выходе из колеса:
В первом приближении принимаем, что Из уравнения неразрывности:
3.4.15. Абсолютное значение скорости на выходе из колеса:
3.4.16. Статическая температура воздуха на выходе из колеса:
3.4.17. Статическое давление на выходе из колеса:
3.4.18. Плотность потока на выходе из колеса:
3.4.19. Уточняем значение скорости на выходе из колеса:
3.4.20. Потери давления на выходе из установки:
3.4.21. Давление заторможенного потока на выходе из колеса центробежного компрессора:
3.4.22. Степень повышения давления компрессора:
3.4.23. Адиабатная работа компрессора:
3.4.24. Адиабатный КПД компрессора:
3.4.25. Значения расхода и частоты вращения приведенных к стандартным атмосферным условиям
3.4.26. Результаты расчета занести в таблицу (см. таблицу 2).
Таблица 2
Результаты расчетов
3.4.27. Построить характеристики в виде зависимостей: , , , , .
3.4.28. Сделать выводы.
3.5.ТРЕБОВАНИЯ К ОТЧЕТУ
4.ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА №2
КИНЕМАТИКА ПОТОКА НА ВХОДЕ В КОЛЕСО ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
4.1.ЦЕЛЬ РАБОТЫ
Исследование кинематики потока на входе в колесо центробежного компрессора на расчетном и не расчетном режиме работы..
4.2.ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Абсолютная скорость на входе в рабочее колесо равна . Окружная скорость на этом радиусе равна . По отношению к колесу газ имеет относительную скорость . Направление и величина определяется как векторная сумма относительной скорости и окружной скорости .
Если рабочее колесо центробежного компрессора радиального типа, то треугольник скоростей на входе строится в плоскости перпендикулярной оси вращения.
Для получения безударного входа в колесо угол наклона лопаток колеса должен быть равен углу входа потока на лопатки. Для уменьшения потерь энергии, связанных с условиями входа потока на решетку рабочего и направляющих аппаратов стараются обеспечить обтекание профилей решетки с оптимальным углом атаки, обычно близким к условию так называемого безударного входа, т.е. . Обеспечить можно двумя способами: первый – направить входные кромки лопаток колеса по направлению вращения колеса при отсутствии входного направляющего аппарата. В осерадиальных колесах полуоткрытого типа это осуществляется за счет соответствующего загиба выходных кромок лопаток и выполнения этих загнутых кромок часто отдельно от остального диска с лопатками в виде так называемого предкрылка. Второй способ – сочетание предкрылка (но уже с меньшим загибом лопаток) с установкой ННА (неподвижный направляющий аппарат), закручивающего поток в сторону вращения колеса. Условия, когда , можно достичь также и другими способами, например, установкой только ННА с положительной закруткой потока, при отсутствии предкрылка; сочетанием предкрылка и ННА с отрицательной закруткой потока. Для этих способов характерны относительно большие величины скоростей или и соответствующие им числа и .
Расчетный режим является единственным режимом работы компрессора, для которого производится газодинамический расчет и определяются основные геометрические размеры ступени, углы установки лопаток, густота решеток и т.д. Расчетный режим характерен тем, что только на этом режиме лопаточный аппарат наилучшем образом соответствует кинематике потока, т.е. обеспечивает бессрывное обтекание лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов ступеней компрессора. Однако во время эксплуатации большую часть времени компрессор работает в условиях, отличных от расчетного режима, или, как обычно говорят, на не расчетных режимах (рис.8.)
Рис. 8. Треугольники скоростей на входе в ступень центробежного компрессора на расчетном и нерасчетном режиме работы
При снижении расхода газа при постоянной частоте вращения ротора так же отмечается неустойчивость работы компрессора, связанная с изменением характера обтекания решеток рабочих колес и неподвижных диффузорных каналов. При обтекании лопатки при некотором значении угла атаки >0 происходит заметный отрыв пограничного слоя. Это имеет место не во всей решетке одновременно, а в одном из ее каналов. Возникающий срыв приводит к загромождению этого канала и растеканию потока по обеим его сторонам. С одной стороны канала углы атаки возрастают, с другой уменьшаются. Рост углов атаки приводит к срыву потока в выходной части лопаток колеса. При этом образуются вращающиеся зоны отрыва. Угловая скорость их вращения в 2-3 раза меньше угловой скорости колеса. Такое течение называют вращающимся срывом. Дальнейшее уменьшение расхода газа через ступень компрессора связано с усилением срывных явлений, возбуждением вибраций.
С увеличением расхода сверх расчетного угол атаки уменьшается и становится отрицательным вследствие роста радиальной составляющей скорости. Это приводит к срывам потока с вогнутой поверхности профиля, резкому возрастанию потерь и, "запиранию" компрессора. Необходимо отметить, что в центробежных компрессорах с лопаточными диффузорами «запирание» определяется, как правило, режимом обтекания лопаток диффузора, существенно сокращая диапазон устойчивой работы компрессора по расходу.
4.3.ОБРАБОТКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ
4.3.1. Обработка экспериментальных данных проводится на основании экспериментальных данных, полученных в лабораторной работе №1.
4.3.2. Абсолютное значение скорости потока на входе в колесо центробежного компрессора берется из лабораторной работе №1.
Так как (осевой вход в колесо).
4.3.3. Окружная скорость на входе в колесо:
где - диаметр входа потока в колесо,
Диаметр выхода потока из колеса,
4.3.4. Угол входа потока в колесо:
4.3.5. Угол атаки:
где - геометрический угол входа потока в колесо.
4.3.6. Относительное значение скорости потока на входе в колесо:
4.3.7. Абсолютное значение скорости потока на входе в колесо на оптимальном (расчетном) режиме работы компрессора:
4.3.8. Относительное значение скорости потока на входе в колесо на оптимальном (расчетном) режиме работы компрессора:
4.3.9. Результаты расчета занести в таблицу (см. таблицу 3).
Таблица 3
Результаты расчетов
4.3.10. На миллиметровой бумаге построить треугольники скоростей на входе в колесо центробежного компрессора, построить зависимость .
4.3.11. Сделать выводы.
4.4.ТРЕБОВАНИЯ К ОТЧЕТУ
Эксперимент проводится подгруппами по 6 человек. Каждый студент в подгруппе подробный расчет одного режима по расходу. Отчет должен содержать следующие части:
5.ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА №3
КИНЕМАТИКА ПОТОКА НА ВЫХОДЕ ИЗ КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
5.1.ЦЕЛЬ РАБОТЫ
Исследование кинематики потока на выходе из колеса центробежного компрессора.
5.2.ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Исследование кинематики потока на выходе сводится к построению треугольника скоростей для различных режимов работы. Треугольник скоростей, при известной геометрии колеса и частоте вращения, может быть построен, если известны радиальная составляющая и окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса.
Если предположить, что проточная часть рабочего колеса состоит из бесконечного числа каналов, образованных бесконечным числом лопаток нулевой толщины, то направление потока будет полностью соответствовать профилю лопаток. Газ будет выходить из рабочего колеса с относительной скоростью под углом , равным углу наклона лопатки при выходе из колеса.
Работа, затраченная на вращение колеса на каждый килограмм массы воздуха, согласно уравнению Эйлера (без учета трения боковых поверхностей диска колеса), определится по формуле:
и для осевого входа в колесо:
Здесь величина зависит от числа и длины лопаток. При конечном количестве лопаток уменьшается. При рассмотрении движения газа в рабочем колесе в предложении бесконечного числа лопаток принимается, что все линии тока имеют одинаковую форму, а лопатки представляют собой отрезки линий тока. Отсюда следует, что скорость на каком-либо радиусе рабочего колеса постоянна по всей окружности. Однако для передачи энергии от лопаток рабочего колеса к потоку необходима разность давлений между обеими сторонами лопатки, что возможно лишь при разности скоростей на этих сторонах. Таким образом, в противоположность струйной теории скорость движения непостоянна по окружности и периодически изменяется, так как в каждом канале, ограниченном двумя соседними лопатками, картина течения должна быть одинакова. В канале вращающегося колеса с конечным числом лопаток благодаря ускорению Кориолиса относительные скорости на дуге данного радиуса изменяются по линейному закону в зависимости от полярного угла. Вследствие этого у передней стороны лопаток скорости меньше и давление выше, а у задней стороны – наоборот (рис.9).
Рис. 9. Изменение скоростей и давления в канале центробежного компрессора
Чем меньше число лопаток, тем больше различие в скоростях у передней и задней стенок лопаток. Появление дополнительной окружной составляющей можно объяснить рассматривая процесс выравнивания скоростей на выходе из колеса, где поток течет свободно, без воздействия внешних сил. При выравнивании скоростей струи, обладающие большей скоростью, уменьшают свою скорость до некоторой средней величины, а струи, обладающие меньшей скоростью, увеличивают ее до этой средней величины. В результате этого происходит некоторое перемещение масс воздуха на периферии в направлении, противоположном вращению колеса, вследствие чего появляется некоторая окружная составляющая . Из-за наличия уменьшается и, следовательно уменьшается теоретический напор, или работа, сообщаемая 1 кг воздуха, проходящего через колесо. Уменьшение окружной составляющей принято учитывать с помощью коэффициента . Коэффициент (его принято называть коэффициентом уменьшения передаваемой энергии) на основании теоретических и экспериментальных исследований для радиальных лопаток можно определить по формуле Казанджана:
где - средний диаметр входного сечения колеса.
По формуле Стодоллы коэффициент равен
Среднее значение коэффициента колеблется в пределах
Треугольник скоростей на выходе из колеса центробежного компрессора представлен на рис. 10.
Рис. 10. Треугольник скоростей на выходе из ступени центробежного компрессора
5.3.ОБРАБОТКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ
5.3.1. Обработка экспериментальных данных проводится на основании экспериментальных данных, полученных в лабораторной работе №1.
5.3.2. Окружная составляющая скорости на выходе из колеса:
где - работа, затраченная на вращение колеса на каждый килограмм массы воздуха;
Окружная скорость на выходе из колеса.
5.3.3. Площадь выходного сечения колеса:
где - толщина лопатки на выходе из колеса;
Число лопаток;
Высота лопатки на выходе из колеса.
5.3.4. Плотность заторможенного потока на выходе из рабочего колеса:
5.3.5. Радиальная составляющая скорости потока на выходе из колеса:
В первом приближении принимаем, что . Из уравнения неразрывности:
5.3.6. Абсолютное значение скорости потока на выходе из колеса:
5.3.7. Статическая температура воздуха на выходе из колеса:
5.3.8. Статическое давление на выходе из колеса:
5.3.9. Плотность потока на выходе из колеса:
5.3.10. Уточняем значение скорости на выходе из колеса:
5.3.11. Относительное значение скорости на выходе из колеса:
5.3.12. Угол выхода потока из колеса:
5.3.13. Угол выхода потока из колеса в абсолютном движении:
5.3.14. Угол отставания потока:
где - геометрический угол выхода потока из колеса центробежного компрессора.
5.3.15. Коэффициент уменьшения передаваемой энергии:
где - окружная составляющая скорости на выходе из колеса при бесконечном числе лопаток.
По формуле Стодоллы коэффициент определяется как:
5.3.16. Абсолютное значение скорости на выходе из колеса при бесконечном числе лопаток:
5.3.17. Относительное значение скорости на выходе из колеса при бесконечном числе лопаток:
5.3.18. Геометрический угол выхода потока из колеса в абсолютном движении:
5.3.19. Результаты расчета занести в таблицу (см. таблицу 4).
Таблица 4
Результаты расчетов
5.3.20. На миллиметровой бумаге построить треугольники скоростей на выходе из колеса центробежного компрессора, построить зависимость .
5.3.21. Сделать выводы.
5.4.ТРЕБОВАНИЯ К ОТЧЕТУ
Эксперимент проводится подгруппами по 6 человек. Каждый студент в подгруппе подробный расчет одного режима по расходу. Отчет должен содержать следующие части:
Список литературы
1. Холщевников К. В., Емин О. Н., Митрохин В. Т., Теория и расчет авиационных лопаточных машин: Учебник для студентов вузов по специальности "Авиационные двигатели". 2-е изд., перераб. и доп.- М.:Машиностроение, 1986. 432 с.,ил.
2. Ден Г. Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров: Термогазодинамические расчеты. – Л: Машиностроение. Ленингр. отд-ние,1980. – 232 с.,ил.
3. Черкасский В. М. Насосы. Вентиляторы. Компрессоры. Учебник для теплоэнергетических специальностей вузов. М., "Энергия",1977
4. Селезнев К. П. Подобуев Ю. С. Теория и расчет турбокомпрессоров-Л:Машиностроение,1968.-408 с., ил.