Основные параметры работы насосов.

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

      Подача. Объем жидкости, подаваемый нагнетателем в единицу времени, называется подачей. Как следует из определения, расход жидкости, проходящий в трубопроводе, равен подаче нагнетателя, сообщающего этой жидкости движение. Подача насоса обозначается символом Q м³/с.

  Напор (давление). Напор насоса – понятие энергетическое. Для доказательства воспользуемся законом сохранения энергии и применим его для случая движения жидкости, проходящей через нагнетатель. Обратимся к схеме, изображенной на рис.42.

 

Рис.42. К выводу уравнения сохранения энергии для работы нагнетателя

 

  Если иметь в виду. Что жидкость при прохождении через нагнетатель не подогревается (т.е. отсутствует подвод теплоты извне) и ее температура остается постоянной ( нет изменения внутренней энергии), то закон сохранения энергии может быть сформулирован следующим образом: изменение механической энергии рабочего тела ( в данном случае жидкости) равно работе внешних сил. Таким образом, чтобы написать уравнение сохранения энергии для жидкости, проходящей через нагнетатель, необходимо знать. Какие силы действуют в жидкости.

  Из курса гидравлики известно, что в движущейся жидкости помимо массовых сил имеются поверхностные силы давления и силы трения. Для жидкости, проходящей через нагнетатель, к ним добавятся силы, осуществляющие работу в рабочем органе (например, для лопастных нагнетателей это силы воздействия рабочих лопаток на жидкость). Определим работу всех названных сил.

 

  а) Работа сил давления. Для понимания работы этих сил рассмотрим небольшой пример. Пусть имеется цилиндр площадью сечения ω, в котором перемещается поршень (рис.43).Допустим, что в течение некоторого времени t давление в цилиндре справа от поршня было больше, чем давление слева, т.е. р₂ > р₁.

  В этом случае сила давления р₂ω будет больше силы давления р₁ω. В результате суммарного действия этих сил поршень начнет перемещаться в сторону меньшего давления. Следовательно, суммарная сила давления, осуществляющая работу по перемещению поршня со скоростью с, равна:

 

                                     

Рис.43. К определению работы сил давления

 

                                               А_р = (р₂ – р₁)·ω ·с·t.                                              (75)

 

   В полученном выражении произведение ω ·с равно расходу жидкости Q, проходящей через сечение цилиндра. Имея ввиду, что давление жидкости на выходе из нагнетателя больше, чем на входе, работу сил давления при перемещении жидкости из сечения 1 – 1 в сечение 2 – 2 (см. рис.42) можно определить выражением

 

                                              А_р = Q·t(р₂ – р₁).                                                   (76)

 

  б) Работа сил трения. В технической механике жидкости потери напора h_w были определены как работа, совершаемая силами трения в потоке, отнесенная к единице веса движущейся жидкости. Поскольку в течении времени t  через нагнетатель проходит жидкость весом γ ·Q·t, то суммарная работа сил трения при прохождении жидкости этого веса через нагнетатель будет равна:

 

                                              А_τ = γ ·Q·t·h_w.                                                         (77)

 

  в) Работа сил, совершаемая рабочим органом нагнетателя. Допустим, что в рабочем органе нагнетателя работа, осуществляемая над единицей веса жидкости, равна Н_т. За тот же промежуток времени t  через нагнетатель пройдет γ ·Q·t жидкости. Таким образом, вся работа, совершаемая рабочим органом нагнетателя на перемещение жидкости из сечения 1 – 1 в сечение 2 – 2, определяется выражением

 

                                            А_н = γ ·Q·t·Н_т.                                                         (78)

       

   Работа сил, определяемых выражениями (76) – (78), в соответствии с законом сохранения энергии должна пойти на изменение механической энергии, которая равна сумме кинетической mc²/2 и потенциальной mgh энергии.

  Пусть в сечении 1 – 1 кинетическая энергия потока жидкости равна mc²₁/2, а сечении 2 – 2 – mc²₂/2. Тогда изменение кинетической энергии потока жидкости, прошедшей через нагнетатель, определится разностью

 

                                             Δ Э_к = mc²₂/2 – mc²₁/2.                                           (79)

 

  Масса жидкости m, прошедшая через нагнетатель за время t, равна γ Qt. Таким образом. Окончательно выражение для изменения кинетической энергии потока жидкости, прошедшей из сечения 1 – 1 в сечение 2 – 2, будет иметь вид

 

                                           Δ Э_к = ρ Qtc²₂/2 – ρ Qtc²₁.                                          (80)

 

  Для определения потенциальной энергии необходимо провести плоскость сравнения О – О (рис.42). Тогда изменение потенциальной энергии потока жидкости при перемещении ее нагнетателем из сечения 1 – 1 в сечение 2 – 2 при условии, что за время t через нагнетатель проходит масса жидкости m = ρ Qt, будет равно:

 

                                         Δ Э_п = ρ Qtz₂ – ρ Qtz₁.                                                  (81)

 

  Закон сохранения энергии для случая движения жидкости через нагнетатель запишется в виде выражения

 

                                         Δ Э_к + Δ Э_п = А_н – А_τ – А_р.                                         (82)

 

    В выражении (82) работа сил трения и давления имеют отрицательный знак. Это означает, что силы давления и трения, действующие в жидкости, проходящей через нагнетатель, являются реактивными, т.е. тормозящими поток. И только силы, возникающие в рабочем колесе нагнетателя, являются активными, т.е. создающие движение в направлении перемещения жидкости.

  Подставляя в выражение (82) известное выражение для работы и энергии, получаем

 

               (с²₂ – с²₁) + gρ Qt(z₂ – z₁) = γ QtН_т – γ Qth_w – Qt(р₂ – р₁).             (83)

 

  Обозначив разность Н_т - h_w = Н и проведя некоторые преобразования в формуле (83) с выделением Н получим выражение:

 

                                 Н = (с²₂/2g + z₂ + р₂/γ ) – (с²₁/2g + z₁ + р₁/γ ).                    (84)

  Величина Н, определяемая выражением (84), называется напором насоса и представляет собой энергию, сообщенную единице веса жидкости, прошедшей через насос.

  Мощность. Под мощностью понимают энергию, сообщаемую или затрачиваемую в единицу времени. Используя такое понятие, как напор насоса Н,            

можно определить полезную мощность потока жидкости, выходящей из нагнетателя. Действительно, если каждой единице веса капельной жидкости сообщается энергия Н, то при весовой подаче насоса, равной γ Q, жидкость выходит из насоса, обладая полезной мощностью

 

                                                        N_п = γ QН.                                                    (85)

 

 

Рис.44. Схема трансформации мощности при работе нагнетателя от электродвигателя

 

  Чаще всего приводом для нагнетателя является электродвигатель, который потребляет мощность N_э. 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 η _э в виде зависимости

 

                                                         N_в = N_эη _э.                                                   (86)

 

   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 насоса жидкость выходит, обладая запасом мощности, которая называется полезной N_п. Если, например, насос создает напор Н и через него движется жидкость с расходом Q, то полезная мощность насоса определится выражением (85).

  Полезная мощность объемного насоса определится зависимостью

 

                                                         N_п = Q · (р₂ – р₁).                                       (87)

 

  Полезная мощность нагнетателя меньше, чем мощность на валу, на величину потерь мощности в нагнетателе. Эти потери мощности учитываются КПД нагнетателя η _н. Таким образом

 

                                                          N_п = N_в·η _н.                                                 (88)

 

  КПД нагнетателя. Потери мощности в нагнетателе, определяемой величиной η _н, подразделяют на гидравлические, объемные и механические.

  Механическими являются потери мощности на различные виды трения в рабочем органе нагнетателя. Если эти потери мощности обозначить через Δ N, то механический КПД будет равен:

 

                                                         η _м = (N_в – Δ N)/N_п.                                      (89)

 

  Объемные потери возникают в результате утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе, а также перетоков из областей высокого давления в области низких, обусловленные особенностями конструкций.

Рис.45. Схема перетока жидкости в лопастном насосе

 

  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 (рис.45).

  Если объемы утечек и перетоков, происходящих в единицу времени, обозначить через q, то объемный КПД будет равен:

 

                                                       η _о = Q/(Q + q),                                              (90)

 

где Q – подача насоса.

  Гидравлический КПД (η _г) учитывает потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если потери напора в рабочем органе нагнетателя обозначить через h_w, то гидравлический КПД определится в виде

 

                                                      η _г = Н/(Н + h_w).                                             (91)

 

  КПД нагнетателя равен произведению гидравлического, механического и объемного КПД:

 

                                                      η _н = η _г η _о η _м.                                                  (92)

 

Центробежные насосы.

  Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа. На рис.46 показана насосная установка типа НЦС-насос циркуляционный самовсасывающий.

 

Рис.46. Схема центробежного самовсасывающего насоса

1 – фильтр; 2 – всасывающий рукав; 3 – корпус насоса; 4 – напорный патрубок;

5 – электродвигатель; 6 – рама

 

  Привод насосов этого типа, помимо электродвигателя, может осуществляться бензиновыми двигателями внутреннего сгорания. Основное применение насосы данного типа нашли во многих производствах и хозяйствах как откачивающие насосы грунтовых вод и в аварийных ситуациях. Производительность насосов данной сери имеет широкий диапазон от единиц до 90м³/ч откачивающей жидкости. Основным условием безотказной работы насосов данной конструкции является: герметичность соединений деталей насоса; чистота фильтра и рабочего колеса; целостность клапана фильтра сальника вала. Глубина всасывания насосов данного типа находится в пределах 3 до 7 метров. Электродвигатель работает от сети переменного тока с напряжением 380 В через пусковой прибор.

 

Рис.47. Характеристика насоса НЦС-1

 

  Одноступенчатые насосные установки могут быть оборудованы насосами консольного типа – типа К (рис.48).

Рис.48. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К

1 – крышка корпуса; 2 – корпус; 3 – сменное уплотняющее кольцо; 4 – рабочее колесо; 5 – шпонка и гайка; 6 – сальник; 7 – сменная защитная втулка; 8 –грундбукса; 9 – вал насоса; 10 – опорный кронштейн; 11 – шарикоподшипники

  Данный тип насосов предназначен для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей. Рабочие колеса одностороннего всасывания подвержены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо. Осевая сила возникает из-за того, что расположенная против входного сечения колеса площадь F = π D₁²/4 передней стороны заднего диска находится под действием давления всасывания р₁, а также по величине площадь задней стороны этого диска – под давлением нагнетания р₂.

  Осевая сила Т может быть вычислена из уравнения

 

                                       Т = π /4(D₁² – D₂²)·(р₂ – р₁).                                         (93)

 

где D₁ – диаметр входа в рабочее колесо; D₂ – диаметр вала.

  Осевая сила надежно воспринимается упорным подшипником

  Данный тип насосов устанавливается на фундаменте, обвязка насосов трубопроводами производится без усилий на корпус насоса. Насос имеет задвижки на всасе и напоре, на напорном трубопроводе, между присоединительным фланцем насоса и напорной задвижкой, устанавливается обратный клапан.

  Данные типы насосов исполняются с электроприводом (агрегатно) или раздельно, также широкое применение получили данные насосы в моноблочном исполнении. Насосы маркируются следующим образом: К или КМ 8/18. Буквы в маркировке имеют следующее значение – консольный (консольный моноблочный), цифры означают – производительность, м³/ч, и напор, м.

  Данный тип насосов выпускается по производительности от 18 -290 м³/ч, и напором от 18 до 55 м.

  Насосы данного типа нашли широкое применение в системах тепло- водоснабжения.

 

  Широкое применение в энергетики получили одноступенчатые насосы двухстороннего всасывания. Основной принцип заложенный в конструкции данного насоса – это эффективный способ разгрузки ротора. Применение насосов с колесами двухстороннего всасывания – типа Д (рис.49), у которых благодаря симметрии не возникает осевого усилия. У этих насосов имеется раздваивающийся полуспиральный подвод. В рабочем колесе эти потоки соединяются и выходят в общий спиральный отвод. Разъем корпуса насоса горизонтальный. Вал насоса защищен от износа закрепленными на валу сменными втулками. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе одного из уплотнений рабочего колеса, в левом подшипнике имеются радиально-упорные шарикоподшипники. 

 

Рис.49. Одноступенчатый насос двухстороннего всасывания

1 – рабочее колесо; 2 – гидравлическое кольцо; 3 – корпус; 4 - подшипник

 

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1. Поляков, В.В. Насосы и вентиляторы: учеб. для вузов /В.В.Поляков, Л.С.Скворцов, - М.: Стройиздат, 1990. – 336 с.: ил.

2. Баскаков, А.П. Теплотехника: учеб. для вузов /А.П.Баскаков, Б.В.Берг, О.К.Витт и др.; под ред. А.П.Баскакова. – М.: Энергоиздат, 1982. – 264с.

3. Алексеев, Г. Н. Общая теплотехника: учеб. пособие. – М.: Высш. Школа, 1980. – 552 с. Ил.

4. Пластилин, П.И. Теория и расчет поршневых компрессоров. – М.: ВО «Агропромиздат», 1987. – 271 с.: ил. (Учебники и учебные пособия для студентов высших учеб. заведений).

5. Фотин, Б.С. Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов вузов, обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки» / Б.С.Фотин, И.Б.Пирумов, И.К.Прилуцкий, П.И.Пластилин; Под общ. ред. Б.С.Фотина. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987. – 372 с.: ил.

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1. Введение……………………………………………………………………………3

 

2. Общие сведения……………………………………………………………………4

 

3. Компрессорные установки………………………………………………………...7

 

4. Двигатели внутреннего сгорания…………………………………………………19

 

5.Паровые и газовые турбины……………………………………………………….25

 

5.1.Паровые турбины………………………………………………………………...25

 

5.2.Газовые турбины…………………………………………………………………38

 

6.Вентиляторы…………………………………………………………………..........41

 

7.Насосы………………………………………………………………………………53

 

Библиографический список………………………………………………………….64

 

 

⇐ Предыдущая1234567

Поделиться: